Исходные данные для выполнения расчета:

Мощность турбоустановки N = 330 МВт

Начальное давление пара р₀ = 23,50 МПа

Начальная температура пара t₀ = 540 °C

Давление пара после промперегрева р_пп = 3,90 МПа

Температура пара после промперегрева t_пп = 540 °C

Конечное давление р_к = 0,0035 МПа

Температура питательной воды t_пв = 270 °C

Давление пара в деаэраторе р_д = 0,68 МПа

Внутренние относительные КПД турбины по отсекам з_oi^ЧВД = 0,85

з_oi^ЧСД = 0,92

з_oi^ЧНД = 0,83

Величина утечек пара и конденсата б_ут = 0,015

Число регенеративных подогревателей, в том числе

- ПВД 3 шт

- ПНД (без учета деаэратора) 4 шт: (3 поверхностных, 1 смешивающий)

Недогревы в ПВД и_ПВД = 1 °С

Недогревы в ПНД и_ПНД = 3 °С

Схема включения деаэратора - на собственном отборе, питательный насос имеет турбопривод, с противодавлением в 6-й отбор. Вид топлива -Березовский уголь. Метод подготовки питательной воды - химический.

Рис 1.1 Принципиальная тепловая схема блока.

1.1 Построение процесса расширения пара в турбине

1.Точка 0

По р₀ = 23,5 МПа и t₀ = 540 ⁰C

Находим по [3]: h₀ = 3323,47 кДж/кг

S₀ = 6,187 кДж/(кг•К)

2.Точка 0'

Учтем потери в стопорных и регулирующих клапанах ЦВД 3%:

р¹₀ = р₀•0,97 = 23,5•0,97 = 22,8 МПа

h¹₀ = h₀ = 3323,47 кДж/кг

Находим по этим значениям энтропию S¹₀ = 6,199 кДж/(кг•К)

3.Точка 2_0t

Процесс расширения пара адиабатный S_20t = S¹₀ = 6,199 кДж/(кг•К)

Находим по S_20t и давлению промперегрева р_пп = 3,9 МПа

h_20t = 2864,36 кДж/кг

4.Точки 2₀

В реальном процессе расширения энтальпия пара на выходе из ЧВД находится с учетом з_{oi_ЦВД} = 0,85:

h₂₀=h¹₀-з_{oi_ЦВД}•(h¹₀-h_20t) = 3323,47-0,85•(3323,47-2864,36) = 2933,23 кДж/кг

Энтропия пара на выходе из ЧВД S₂₀ = 6,324 кДж/(кг•К)

5.Точка 2

Принимаю потери давления пара в тракте промперегрева 10%. Тогда:

Р₂ = 0,9•р_пп = 0,9•3,9 = 3,51 МПа

Температура промперегрева t_пп = 540 ⁰C

Энтальпия пара после промперегрева h₂ = 3541,41 кДж/кг

Энтропия пара после промперегрева S₂ = 7,271 кДж/(кг•К)

6.Точка 2_t

Принимаю давление пара на выходе из ЧСД р₆ = 0,25 МПа

По S_2t = S₂ = 7,271 кДж/(кг•К) и р₆ = 0,25 МПа находим энтальпию пара на выходе из ЧСД:

h_2t = 2808,74 кДж/кг

7.Точка 6

В реальном процессе расширения энтальпия пара на выходе из ЧСД находится с учетом з_{oi_ЦСД} = 0,92:

h₆= h₂-з_{oi_ЦСД}•( h₂-h_2t) = 3541,41 -0,92•(3541,41 -2808,74) = 2867,35 кДж/кг

8.Точка 6'

Учтем потери в реверсивных трубах между ЧСД и ЧНД 2%:

р'₆ = 0,98•р₆ = 0,98•0,25 = 0,245 МПа

Энтальпия пара h¹₆ = 2867,35 кДж/кг

Энтропия пара S¹₆ = 7,408 кДж/(кг•К)

9.Точка kt

По давлению пара в конденсаторе р_к = 0,0035 МПа и S_kt = S¹₆ = 7,408 кДж/(кг•К) находим энтальпию пара в конце идеального процесса расширения пара в ЧНД:

h_kt = 2212 кДж/кг

В реальном процессе расширения энтальпия пара на выходе из ЧНД находится с учетом з_{oi_ЦНД} = 0,83:

h_к1= h₆-з_{oi_ЦНД}•(h₆- h_kt) = 2867,35 -0,83•(2867,35-2212) = 2323,35 кДж/кг

В задании з_{oi_ЦНД} задан для сухого пара. Найдем КПД ЧНД с учетом влажности.

На линии насыщения степень сухости x_н = 1

Степень сухости в точке kt: x_к = 0,908

Определим энтальпию и энтропию пара в точке пересечения с линией насыщения:

h_х=1 = 2652 кДж/кг

S_х=1 = 7,54 кДж/(кг•К)

По S_х=1 = 7,54 кДж/(кг•К) и р_к = 0,0035 МПа находим энтальпию пара:

h_k1t = 2260 кДж/кг

Энтальпия в точке к2:

 = кДж/кг

Степень сухости х_к2 = 0,913

Повторная итерация:

= кДж/кг

Степень сухости х = 0,913

Принимаю

кДж/кг

x_к = 0,913

Энтальпия воды на линии насыщения при р_к = 0,0035 МПа

кДж/кг

1.2 Распределение регенеративного подогрева конденсата в группе ПВД

10.Точка 1

Температура воды за подогревателем ПВД-1:

t_в1 = t_пв = 270 °C

Давление воды за подогревателем:

р_в1 = р_пв = (1,3-1,4)•р₀ = 29,64-31,92 = 30,55 МПа

Находим энтальпию воды за подогревателем: h_в1 = 1185,1 кДж/кг

Температура насыщения в подогревателе:

t_н1 = t_пв+и_ПВД = 270+1 = 271 °C

Энтальпия воды на линии насыщения:

h_н1 = 1190,2 кДж/кг

Давление воды на линии насыщения:

р_н1 = 5,59 МПа

Учтем потерю давления в паропроводах отбора 5%

Параметры пара в отборе:

р₁ = 1,05•р_н1 = 1,05•5,59 = 5,87 МПа

h₁ = 3012 кДж/кг

t₁ = 340 °C

11.Точка 2

Давление в отборе р₂ = 3,9 МПа

По hS-диаграмме находим энтальпию и температуру пара в отборе:

h₂ = 2933,33 кДж/кг

t₂ = 289 °C

Давление насыщения воды в ПВД-2:

р_н2 = р₂•0,95 = 3,95•0,95 = 3,705 МПа

По давлению насыщения воды находим температуру и энтальпию:

t_н2 = 245,78 °C

h_н2 = 1065,2 кДж/кг

Температура воды за ПВД-2:

t_в2 = t_н2-и_ПВД = 245,78-1 = 244,78 °C

Потеря давления воды за ПВД принимаю 0,5 МПа

Давление воды за ПВД-2:

р_в2 = р_в1+0,5 = 30,55+0,5 = 31,05 МПа

Найдем энтальпию воды за ПВД-2:

h_в2 = 1065 кДж/кг

Определение нагревов питательной воды в ПВД-2 и ПВД-3

Нагрев воды в ПВД-2:

ф₂ = 1,5•ф₃

Нагрев воды в ПВД-3:

ф₃+ ф₂ = h_в2- h_впн

h_впн = h_в4+Дф_пн

Давление в деаэраторе р_д = 0,68 МПа

Энтальпия воды на входе в деаэратор h_в4 = 694 кДж/кг

Нагрев воды в питательном насосе:

р_пв = р_в2+1 = 31,05+1 = 32,05 МПа

кДж/кг

h_впн = 692+40,59 =732,59 кДж/кг

ф₂ = 1,5• ф₃

ф₃+ ф₂ = 1065-732,59

Решая систему уравнений, получаем:

ф₃ = 133 кДж/кг

ф₂ = 199,5 кДж/кг

Определение нагрева питательной воды в ПВД-1

Нагрев воды в ПВД-1:

ф₁ = h₁- h_в2 = 1185,1-1065 = 120,1 кДж/кг

Температура дренажа на выходе из ПВД-1:

t_др1 = t_в1+Дt = 270+10 = 280 °C

Энтальпия дренажа h_др1 = 1236,7 кДж/кг

Уравнение теплового баланса для ПВД-1:

б₁•( h₁-h_др1)•з_ПВД1 = б_пв•( h_в1-h_в2)

Доля расхода питательной воды в котел:

б_пв = б_ут+б₀ = 0,015+1 = 1,015

12.Точка 3 (ПВД-3)

Давление воды на выходе из ПВД-3

р_в3 = р_в2+0,5 = 31,05+0,5 = 31,55 МПа

Энтальпия воды на выходе из подогревателя:

h_в3 = h_в2- ф₂ = 1065-199,5 = 865,5 кДж/кг

Температура воды на выходе из подогревателя: t_в3 = 203 °C

Температура насыщения: t_н3 = t_в3+ и_ПВД = 203+1 = 204 °C

Давление насыщения находим по t_н3: р_н3 = 1,6891 МПа

Энтальпия насыщения: h_н3 = 870,3 кДж/кг

Давление пара в отборе: р₃ = р_н3•1,05 = 1,6891•1,05 = 1,774 МПа

По hS-диаграмме находим энтальпию и температуру пара в отборе:

h₃ = 3316 кДж/кг

t₃ =430°C

Энтальпию дренажа за ПВД-3 находим по t_др3 = t_в3+Дt = 203+10 = 213 °C

h_др3 = 911,4 кДж/кг

Уравнение теплового баланса для ПВД-2:

(б₁•( h_др1-h_др2)+ б₂•( h₂-h_др2)) •з_ПВД2 = б_пв•( h_в2-h_в3)

Нахождение индифферентной точки

[7]

=(h_пп-h₂)•(б₀-б₁-б₂)=(3541,41-2933,23)•(1-0,0644-0,0726)=524,86 кДж/кг

кДж/кг

Энтальпия индифферентной точки

h_и = h₂- = 3541,41-94,47 = 3446,9 кДж/кг

По hS-диаграмме находим значение давления индифферентной точки:

р_и = 2,6 МПа

13.Точка 4 (деаэратор)

Давление в деаэраторе р_в4 = 0,68 МПа

По р_в4 = 0,68 МПа находим температуру воды в деаэраторе t_в4 =163,79 °C

Температура насыщения t_н4 = t_в4=163,79 °C

Давление насыщения р_н4 = р_в4 = 0,68 МПа

Энтальпия насыщения h_н4 = h_в4 =692,1 кДж/кг

Давление в отборе р₄ = 1,3•р_н4 = 1,3•0,68 = 0,884 МПа

По hS-диаграмме находим энтальпию пара в отборе h₄ =3148 кДж/кг

И температуру t₄=335 °C

1.3 Распределение регенеративного подогрева конденсата в группе ПНД

14.Точка 5 (ПНД-4)

Температура воды на выходе из ПНД-4:

t_в5 = t_в4-20 = 163,79-20 =143,79 °C

Температура насыщения: t_н5 = t_в5+ и_ПНД = 143,79 +3 = 146,79 °C

Давление насыщения находим по t_н5: р_н5 = 0,436 МПа

Энтальпия насыщения: h_н5 = 618,4 кДж/кг

Давление пара в отборе: р₅ = р_н5•1,05 = 0,436 •1,05 = 0,458 МПа

По hS-диаграмме находим энтальпию и температуру пара в отборе:

h₃ = 2996 кДж/кг

t₃ =266°C

Принимаю давление за КН1 2,5 МПа, а потерю давления в каждом поверхностном ПНД Др_ПНД = 0,1 МПа.

Тогда давление воды за подогревателем р_в5 = 2,5-2•0,1 = 2,3 МПа

По р_в5 и t_в5 находим энтальпию воды за ПНД-4: h_в5 = 606,69 кДж/кг

Энтальпия дренажа: h_др5 = h_н5 = 618,4 кДж/кг

Нагрев воды в деаэраторе:

ф₄ = h_в4- h_в5 = 692,1-606 = 86,1 кДж/кг

Определение нагревов воды в ПНД методом равного подогрева

кДж/кг

ф₅ = ф₆ = ф₇ = ф₈ =

15.Точка 6 (ПНД-3)

Энтальпия воды на выходе из подогревателя:

h_в6 = h_в5- ф₆ = 692,1-123,6 = 483,09 кДж/кг

Давление воды на выходе из подогревателя:

р_в6 = р_в5+0,1 = 2,3+0.1=2,4 МПа

Температура воды на выходе из подогревателя: t_в6 = 114,8 °C

Температура насыщения: t_н6 = t_в6+ и_ПНД = 114,8+3 = 117,8 °C

Давление насыщения находим по t_н6: р_н6 = 0,186 МПа

Энтальпия насыщения: h_н6 = 495,3 кДж/кг

Энтальпию дренажа за ПНД-3 находим по t_др6=t_в6+Дt =114,8+10=124,8 °C

h_др6 = 492,5 кДж/кг

Давление пара в отборе: р₆ = р_н6•1,07 = 0,186 •1,07 = 0,2 МПа

По hS-диаграмме находим энтальпию и температуру пара в отборе:

h₆ =2870 кДж/кг

t₆ =198 °C

16.Токча 7 (ПНД-2)

Энтальпия воды на выходе из подогревателя:

h_в7 = h_в6- ф₇ = 483,09 -123,6 = 359,5 кДж/кг

Температура воды на выходе из подогревателя: t_в7 = t_н7 = 85,5 °C

Давление насыщения находим по t_н7: р_н7 = 0,057 МПа

Давление воды на выходе из подогревателя: р_в7 = 2,4 МПа

Давление пара в отборе: р₇ = р_н7•1,05 = 0,057 •1,05 = 0,06 МПа

По hS-диаграмме находим энтальпию и температуру пара в отборе:

h₇ =2660 кДж/кг

t₇ =90 °C

17.Точка 8 (ПНД-1)

Энтальпия воды на выходе из подогревателя:

h_в8 = h_в7- ф₈ = 359,5 -123,6 = 236,3 кДж/кг

По р_в8 = 2,5 МПа и h_в8 находим температуру воды на выходе из подогревателя:

t_в8 = 55,8 °C

Температура насыщения воды: t_н8 = t_в8+ и_ПНД = 55,8+3 = 58,8 °C

По температуре насыщения находим по [3] давление насыщения:

р_н8 = 0,0189 МПа

Энтальпия насыщения: h_н8 = 246,1 кДж/кг

Давление пара в отборе: р₈ = р_н8•1,05 = 0,0189 •1,05 = 0,0198 МПа

Энтальпию дренажа: h_др8 = h_н8 = 246,1 кДж/кг

Энтальпия пара в отборе: h₈ = 2560 кДж/кг

Рис. 1.2 Процесс расширения пара в турбине

Расчет турбопривода

Давление пара на входе в турбопривод:

р_тп^вх = р₃-0,15•р₃ = 1,744-0,15•1,744 = 1,5079 МПа

Энтальпия пара на входе в турбопривод: h_тп^вх = h₃ = 3316 кДж/кг

Давление пара на выходе из турбопривода:

р_тп^вых = р_6'+0,15•р_6' = 0,2+0,15•0,2 = 0,23 МПа

Энтальпия пара на выходе из турбопривода (теоретическая):

h_тпt^вых = 2836 кДж/кг

Реальное значение энтальпии пара на выходе из турбопривода:

h_тп^вых = h_тп^вх-з_oi^тп•( h_тп^вх- h_тпt^вых) = 3316-0,86•(3316-2836) = 2903,2 кДж/кг

1.4 Определение долей расхода пара на подогреватели и в конденсатор

ПВД-3

б_пв, h_в3

б₃, h₃

б₁+ б₂, h_др3 h_др3

Уравнение теплового баланса:

б₃•( h₃- h_др3)•з_ПВД3+( б₁+ б₂)•( h_др2- h_др3) •з_ПВД3 = б_пв•( h_в3- h_пн^вых)

= 0,0507

Деаэратор

б₄, h₄

б₃, h_др3 б_кд, h_в5

б_пв, h_н4

Уравнение теплового баланса:

б_пв•h_н4 = б₄•h₄+(б₁+ б₂+ б₃)•h_др3+ б_кд•h_в5

Уравнение материального баланса:

б_пв = б₄+ б₁+ б₂+ б₃+ б_кд

1,015•692,1 = б₄•3148+(0,0644+0,0726+0,0507)•736,8+ б_кд

1,015 = б₄+0,0644+0,0726+0,0507+ б_кд

Решаю систему уравнений, получаем:

б_кд = 0,8026

б₄ =0,0247

ПНД-4

б₅, h₅

б_кд, h_в5 б_кд, h_в6

б₅, h_др5

Уравнение теплового баланса:

б₅•( h₅- h_др5)•з_ПНД4 = б_кд•( h_в5- h_в6)

ПНД-3

б₆, h₆

б_кд, h_в6 б_кд, h_в7

б₅, h_др5 б₆, h_др6

Уравнение теплового баланса:

б₆•( h₆- h_др6)•з_ПНД3+ б₅•( h_др5- h_др6)•з_ПНД3 = б_кд•( h_в6- h_в7)

ПНД-2

б₇, h₇

б_кд, h_в7 б_кд', h_в8

б₆, h_др6

Уравнение теплового баланса:

б₇•h₇+( б₅+б₆)•h_др6+ б_кд'•h_в8= б_кд•h_в7

Уравнение материального баланса:

б₇+ б₆+ б₅ + б_кд' = б_кд

б_кд' = б_кд- б₇- б₆-б₅

б₇•2660+(0,0396+0,0419)•493,09+ б_кд'•236,3 = 0,8026•359,5

Решая систему уравнений, получаем:

б₇ = 0,0244

б_кд' = 0,6967

ПНД-1

б₈, h₈

б_кд', h_в8 б_кд', h_к'

б₈, h_др8

Уравнение теплового баланса:

б₈•( h₈-h_др8) = б_кд'•( h_в8-h_к')

Турбопривод

Материальный баланс конденсатора:

б_к^сверху = б₀-б₁-б₂-(б₃+б_тп)-б₄-б₅-(б_тп-б₆)-б₇-б₈ = 1-0,0644-0,0726-0,0507-0,1008-0,0247-0,0419-0,0396+0,1008-0,0244-0,0374 = 0,6443

б_к^снизу = б_кд'- б_дв- б₈ = 0,6967-0,015-0,01-0,0374 =0,6443

Таблица 1.2. Расчет приведенного теплоперепада Н_пр

У б_ij•Дh_ij = 1200,25 кДж/кг

1.5 Определение абсолютных расходов пара

Абсолютный расход пара в голову турбины [7]:

D₁ = б₁•D₀ = 0,644•1020 = 65,7 т/ч

D₂ = б₂•D₀ = 0,0726•1020 = 74,1 т/ч

D₃ = б₃•D₀ = 0,1368•1020 = 139,5 т/ч

D₄ = б₄•D₀ = 0,0247•1020 = 25,2 т/ч

D₅ = б₅•D₀ = 0,0419•1020 = 42,7 т/ч

D₆ = б₆•D₀ = 0,0465•1020 = 47,4 т/ч

D₇ = б₇•D₀ = 0,0244•1020 = 24,9 т/ч

D₈ = б₈•D₀ = 0,0374•1020 = 38,1 т/ч

D_тп = б_тп•D₀ = 0,1008•1020 = 102,8 т/ч

D_ут = б_ут•D₀ = 0,015•1020 = 15,3 т/ч

D_пв = б_пв•D₀ = 1,015•1020 = 1036,3 т/ч

D_пп = б_пп•D₀ = 0,863•1020 = 881,1 т/ч

1.6 Определение энергетических показателей энергоблока

Расход теплоты на турбоустановку [7]:

Q_ту=D₀?(h₀-h_пв)+D_пп?(h_пп-h₂) = 1020?(3323,47-1185,1)+881,1?(3541,41-2933,33) = 2717 ГДж/ч

Расход теплоты на выработку электроэнергии:

Q_ту^э = Q_ту = 2717 ГДж/ч

Удельный расход теплоты турбоустановки на выработку электроэнергии:

КПД турбоустановки по выработке электроэнергии:

Абсолютный электрический КПД турбоустановки:

КПД брутто энергоблока:

КПД нетто энергоблока:

Удельный расход теплоты энергоблока нетто:

Количество теплоты топлива на паровой котел:

Часовые расходы условного и натурального топлив:

Удельный расход условного топлива:

ГЛАВА 2. Выбор основного и вспомогательного оборудования

2.1 Описание тепловой схемы

Энергоблок мощностью 330 МВт включает в себя: турбину К-330-240 мощностью 330 МВт трехцилиндровую, имеет 8 регенеративных отборов. Котел прямоточный на сверхкритические параметры, работающий на березовском угле. Питательный насос с турбоприводом, схема включения приводной турбины - с противодавлением в шестой отбор. 2 конденсатных насоса. Деаэратор повышенного давления. Схема включения деаэратора - на собственном отборе. Число регенеративных подогревателей - 8: 3 ПВД и 4 ПНД (3 поверхностных и 1 смешивающий). Схема слива дренажа каскадная.

2.2 Выбор турбоагрегата

Заданная мощность турбоагрегата N_э=330 МВт

Начальные параметры пара р₀=23.5 МПа, t₀ =540 °С

Параметры промперегрева р_пп=3.9 МПа, t_пп =540 °С

Конечное давление р_к=0.0035 МПа

Выбираю турбину К-330-240-2.

Конденсационная турбина К-330-240-2 с мощностью 330 МВт спроектирована на параметры свежего пара 23.5 МПа (235 кг/см²) и 540⁰С. После ЦВД осуществляется промежуточный перегрев пара до температуры 540⁰С. Расчетное давление в конденсаторе составляет 0.0035 МПа.

Турбина выполнена трехцилиндровой с 29 ступенями: ЦВД, ЦСД и ЦНД. Регулирование турбины - сопловое. В цилиндре высокого давления (ЦВД) - 12 ступеней (из них одна регулирующая), цилиндр среднего давления (ЦСД) имеет 12 ступеней, цилиндр низкого давления (ЦНД) трехпоточный - по 5 ступеней. Турбина имеет 8 регенеративных отборов.

Свежий пар от котла направляется через сопловые коробки к одновенечной регулирующей ступени, которая находится в средней части ЦВД. Далее пар проходит пять ступеней активного типа, расположенных во внутреннем корпусе ЦВД. После выхода из внутреннего корпуса пар поворачивает на 180⁰ и проходит остальные шесть ступеней. Рядом с корпусом ЦВД расположены два стопорных и семь регулирующих клапанов. После ЦВД пар с давлением 3.9 МПа поступает в промежуточный пароперегреватель котла, а затем возвращается в ЦСД турбины. В ЦСД первые двенадцать ступеней выполнены заодно с валом. После двенадцатой ступени пар направляется в три потока ЦНД. Один из этих потоков совмещен с ЦСД, а два других находится в отдельном корпусе ЦНД.

Роторы ЦВД и ЦСД связанны между собой жесткой муфтой. Роторы среднего и низкого давления соединены полугибкой муфтой. Для соединения вала турбины и вала электрического генератора использована жесткая муфта, снабженная зубчатым колесом для валоповоротного устройства. Осевые усилия воспринимаются комбинированным опорно-упорным подшипником, который расположен между ЦВД и ЦСД.

2.3 Выбор парового котла

На КЭС паропроизводительность котла D_пе, кг/с выбирается по максимальному расходу пара в турбину D₀ с учетом расхода на утечки 0.02 D₀ и с учетом общего запаса по пару 0.03 D_0.

D₀ = 283.6 кг/с

D_пе = 1.05* D₀ =1.05*283.6=297.78 кг/с =1072 т/ч

На выходе из котла давление пара p_пе, МПа, и температура пара t_пе, °С, должны быть выше, чем перед турбиной, на величину потерь давления и температуры в паропроводах:

р_пе =1.05р₀ =1.05*23.5=24.7 МПа

t_пе =1.01t ₀ =1.04*540=545.4 °С

Расход натурального топлива на котел при номинальной нагрузке:

B_k= Q_пе/ Q_н^р?_ка=2746/(15.65*0.905)=53.9 кг/с = 194 т/ч

Топливо - Березовский уголь Б2, Р с Q_н^р=15.65 МДж/кг

Так как турбоустановка блока имеет мощность 330 МВт, т.е. является нестандартной, котел необходимо делать на заказ. Согласно [6] за прототип принимаю котлоагрегат типа П-67 Подольского машиностроительного завода (ЗиО). Так как топливо - Березовский уголь, то оставляю компоновку котла П-67. Задача на проектирование - уменьшение паропроизводительности.

Котел прямоточный сверхкритического давления, с промперегревом, однокорпусный, Т-образной компоновки, с уравновешенной тягой, с твердым шлакоудалением, размещен в здании.

Топочная камера открытая, призматическая, прямоугольного сечения экранирована вертикальными панелями из плавниковых труб и оборудована 24 пылеугольными вихревыми горелками, расположенными встречно в два яруса на боковых стенах топки.

Для подогрева воздуха используется крупноблочный вынесенный в отдельное здание трубчатый воздухоподогреватель с движением воздуха по оригинальной схеме Z - перекрест в два хода.

Система пылеприготовления - с прямым вдуванием топлива и установкой шести среднеходных мельниц.

Предусмотрены технологические мероприятия по снижению выбросов диоксидов азота из котла.

Регулирование температуры перегрева первичного пара осуществляется изменениями соотношения топливо-вода и подрегулировкой двумя впрысками воды. Регулирование температуры перегрева вторичного пара производится байпасированием паро-парового теплообменника.

В проекте котла применен ряд прогрессивных технических решений, направленных на обеспечение устойчивого воспламенения пыли, глубокого ее выжига, предотвращения абразивного износа пылепроводов, конвективных поверхностей нагрева и газоходов.

Таблица 2.1

Характеристики котла, требуемого для проектируемого энергоблока.

*-в позициях 8-14 характеристики взяты из прототипа

2.4 Выбор оборудования для систем пылеприготовления

Топливо - Березовский уголь Б2, Р

Таблица 2.2

Характеристики топлива

Класс угля - Р (рядовой, т.е размер куска 0-200 мм), процесс пылеприготовления состоит из предварительного грубого дробления до кусков 150-200 мм, улавливания металлов, отделения щепы, грохочение и тонкое дробление до кусков не более 25 мм, сушки и размола до необходимой тонины.

Качество угольной пыли характеризуется тонкостью помола и влажностью.

Поскольку выход летучих 48% - высокий, то помол может быть грубым, следственно ниже затраты энергии на пылеприготовление.

2.5 Выбор типа мельниц

Рекомендуемый тип мельниц - мельницы-вентиляторы. Они применяются для мягких высоковлажных углей. Подсушка топлива выполняется двухступенчатой: до мельницы в специальном сушильном устройстве (шахте) и в самой мельнице. Размол угля происходит в результате ударного действия массивных лопастей крыльчатки, при вращении которой создается давление 1,0-1,4 кПа, достаточное для преодолевания сопротивления от мельницы до топки [6].

2.6 Выбор схемы пылеприготовления

Схема пылеприготовления определяется в основном типом применяемых мельниц. На современных котлах распространены преимущественно индивидуальные замкнутые системы пылеприготовления.

Для своего проекта выбираю индивидуальную систему пылеприготовления с прямым вдуванием [5].

Газовую сушку осуществляют отбором газов из газоходов котла. Используют смесь газов, состоящую из высокотемпературных продуктов сгорания и холодных газов, отбираемых за котлом.

Рис 2.1. Индивидуальная система пылеприготовления прямого вдувания с мельницами - вентиляторами и газовой сушкой.

1 - короб горячего воздуха; 2 - мельница; 3 - присадка холодного воздуха; 4 - питатель сырого топлива; 5 - бункер сырого топлива; 6 - шиберы; 7 - клапан-мигалка; 8 - горелка; 9 - котел; 10 - дутьевой вентилятор; 11 - воздухоподогреватель; 14 - короб вторичного воздуха; 15 - взрывной клапан; 16 - газоход; 17 - смеситель; 18 - устройство нисходящей сушки; 20 - газозаборное окно; 21 - течка возврата топлива; 23 - сепаратор; 24 - коллектор сушильного агента (первичный воздух).

2.7 Выбор числа и производительности мельниц

Число мельниц, устанавливаемых на котел, определяется их типом, системой пылеприготовления и паропроизводительностью.

Производительность котла D_пе = 1072 т/ч.

Выбираю 6 мельниц.

Коэффициент запаса к₃=1.1

Расчетная производительность одной мельницы:

В_р=к₃*В_к/Z=1.1*194/6=35.6 т/ч

Выбираю мельницы производительностью 44 т/ч. В случае остановки одной мельницы пересчитаем суммарную производительность остальных 5 мельниц:

В_к = Z*В_р/к₃=5*44/1.1=200 т/ч.

Следовательно, обеспечивают 100% нагрузку.

Таблица 2.3

Характеристики мельницы-вентилятора [6]

2.8 Выбор тягодутьевых машин

Котел работает при разряжении. Присосы воздуха по тракту котла оказывают большое влияние на работу тягодутьевых устройств, увеличивая объем перекачиваемых газов на 30-40% выше теоретических значений.

При движении продуктов сгорания по тракту котла возможны следующие присосы воздуха:

· присосы в топке Дб_т=0.05

· суммарные присосы воздуха в конвективных газоходах первичного и вторичного пароперегревателя, переходной зоны,водяного экономайзера

Дб_кп=0.08

· присосы воздуха и протечки газов в воздухоподогреватель Дб_вп=0.03

· присосы в золоуловителях - электрофильтрах

Дб_зу=0.1

· присосы в газоходах за пределами котла на участке между воздухоподогревателем и дымососом

Дб_гх=0.01

· присосы в системе пылеприготовления

Дб_пл.у=0.25

Число дутьевых вентиляторов и дымососов выбирается одинаковым и зависит от паропроизводительности котла.

Расчетный расход топлива В_р, кг/с, по которому выбираются дутьевые вентиляторы и дымососы, определяется с учетом физической неполноты сгорания твердого топлива, q₄, %:

В_р= В_к(100- q₄)/100=53.9(100-1)/100=53.4 кг/с [6]

2.8.1 Выбор дутьевых вентиляторов

Дутьевой вентилятор подает холодный воздух в воздухоподогреватель, забирая его из верхней части котельной или с улицы.

Производительность дутьевого вентилятора:

V_дв= B_p*V⁰(б_т- Дб_т- Дб_пл.у - Дб_вп)(t_x+273)/273=

=53.4*4.26(1.2-0.05-0.25+0.03)(30+273)/273=234.8 м³/с

Расчетная производительность вентилятора

V_дв^р= в₁ V_дв /Z=1.1*234.8*3600 /2=464.9*10³ м³/ч

Напор дутьевого вентилятора

Н_дв= Н_в=4.8 кПа

Н_дв^р= в₂ Н_дв=1.15*4.8=5.52 кПа

За прототип выбираю дутьевой вентилятор ВДН-32Б

Таблица 2.4

Характеристики дутьевого вентилятора [5]

Мощность на валу дутьевого вентилятора:

N_e= V_дв^р* Н_дв^р/ ?^p=464.9*10³ /3600*4.91*10³/0. 87=728.8 кВт

Мощность привода:

в_з=1.05 коэффициент запаса, необходимый при преодолении инерции при пуске вентилятора.

N_e= N_e* в_з=1.05*0.7288=0.765 МВт

2.8.2Выбор дымососов

Объем газов, перекачиваемый дымососом, немного больше объема воздуха за счет более высокой температуры среды и больших присосов воздуха по газовому тракту.

Объем уходящих газов V_г^ух:

V_г^ух= V_г⁰+1.0161·(_ух-1)·V⁰=5.01+1.0161·(1.31-1)·4.26=5.35 м³/с, где

_ух - коэффициент избытка воздуха в уходящих газах.

_ух = _т + _вп+ Дб_кп = 1.2+0.03+0.08=1.31

V_г⁰=5.01 м³/с и V⁰=4.26 м³/с -теоретические объемы газов и воздуха.

1.0161-коэффициент, учитывающий объем водяных паров, содержащихся в присасываемом воздухе.

Объем присосов за пределами котла

V_прис=(_зу+_гх)·V⁰=(0.1+0.01)*4.26=0.47 м³/с

Температуру газов перед дымососом t_д:

t_д=(V_г^ух* t_ух+ V_прис*t_в)/( V_г^{у х} + V_прис)=

=(5.35*157+0.47*30)/(5.35+0.47)=146.7°C.

Объемная производительность дымососа V_дс:

V_дс = B_р ( V_г^ух + V_прис) ·(t_д +273)/273=53.4·(5.35+0.47)(146.7+273)/ 273=477.9 м³/с

Расчетную производительность дымососа V_дс^р принимаем с коэффициентом запаса в₁=1.1, вводим поправку на барометрическое давление местности p_бар.

V_дс^р=в₁ *V_дс*760/(z·p_бар)=1.1*477.9*760/(2·760)=262.8 м³/с=946.2*10³ м³/ч.

Напор дымососа Н_дс, кПа при уравновешенной тяге должен обеспечить преодоление суммарных сопротивлений трения и местных сопротивлений всех газоходов от котла до дымососа, а также сопротивления от дымососа до трубы и самой трубы.

Принимаю Н_дс= Н_г=3.3 кПа Расчетный напор дымососа Н_дс^р Н_дс^р=Н_дс· в₂=3.3·1.2=3.96 кПа Коэффициент запаса в₂=1.2

За прототип выбираю дымосос ДОД-41

Таблица 2.5

Характеристики дымососа

Задание на проектирование - увеличить полное давление до 3.96 кПа

Мощность:

N_e= V_дс^р* Н_дс^р/ ?^p=946.2*3.96/(3.6*0. 825)=1261.6 кВт

2.9 Выбор насосов

2.9.1 Выбор питательного насоса

На блоках с закритическими параметрами пара устанавливают насосы с турбоприводами. Для блока мощностью 300 МВт предусмотрен один насос с турбоприводом на 100% производительности и один с электроприводом и гидромуфтой на 50%.

Расход питательной воды:

D_пв=1.015* D₀=1.015*283.6=287.9 кг/с

Q=D_пв*1.05*х= D_пв*1.05/ с_ср

Напор насоса р_пн определяется как разность давлений на стороне нагнетания р_н и на стороне всасывания р_в:

р_пн=р_н-р_в

Для прямоточных котлов:

р_н = р_пе+? р_с + Н_к·_ср·g.

р_пе=24.7 МПа

? р_с- суммарное гидравлическое сопротивление:

? р_с=?р_к + р_рпк+ р_пвд+ р_тр =4+1+0.5*3+0.3=6.8 МПа.

р_к=4 МПа, гидравлическое сопротивление прямоточного котла

р_рпк=1 МПа сопротивление регулирующего клапана питания котла,

р_пвд=1.5 МПа суммарное гидравлическое сопротивление ПВД,

р_тр=0.3 МПа сопротивление трубопроводов от насоса до экономайзера котла,

р_к= р_пе+р_пп + р_пк=24.7+0.5+2.47=27.67 МПа

?р_пк=0.1р_пе=0.1*24.7=2.47МПа запас по давлению на срабатывание предохранительных клапанов,

р_пп =0.5 МПа потери давления в пароперегревателе

Н_к=62 м-высота подъема питательной воды от оси ПН до уровня в трубах котла, _ср-средняя плотность воды в нагнетательном тракте, определяется по средним значениям давления и температуры воды в нагнетательном тракте:

Н_к·_ср ·g=62*830*9.81=0.505 МПа геодезический напор

р_н = р_пе+? р_с + Н_к·_ср·g=24.7+6.8+0.505=32 МПа

₁=f(р_н)=800 кг/м³

₂=f(р_вс)=792 кг/м³

t_в^пн=270 єС.

=>_ср=(₁+₂)/2=(800+792)/2=796 кг/м³

Q=D_пв*1.05/_ср =(287.9 ·1.05/796)=0.379м³/с=1364.4 м³/ч

Расчетное давление во всасывающем патрубке р_в складывается из давления в деаэраторе, давления столба жидкости от уровня в деаэраторе до оси насоса за вычетом гидравлических сопротивлений в трубопроводе и арматуре:

Н_д=(22-25) м высота установки бака деаэратора относительно оси насоса

Н_д· ·g=25*802*9.81=0.2 МПа

р_в = р_д + Н_д· ·g·10^-6 - ? р_с =0.68+0.2- 0.01=0.87 МПа,

р_д= 0.7 МПа- берем из расчета тепловой схемы

р_пн=р_н-р_в=32-0.87=31.13 МПа

Напор насоса в метрах водного столба:

Н=р_пн /g_ср =31.13*/9.81*796=3987 м

N_н=Q(p_н-р_в)/?_н=0.379*(32-0.81)/0.83=14.24 МВт

Суммарное гидравлическое сопротивление водяного тракта до входа в питательный насос ? р_с не должно превышать 0.01 МПа

Выбираем питательный насос согласно [5]:

Выбираю питательный насос СВПТ-350-1350 и задаю новый насос на проектирование с учетом увеличения подачи и напора.

Таблица 2.6

Характеристики питательного насоса

2.9.2 Выбор конденсатного насоса

Конденсатные насосы входят в оборудование, поставляемое комплектно с турбиной, наряду с конденсаторами, эжекторами. Конденсатные насосы представляют особую группу энергетических насосов, работающих с минимальным кавитационным запасом. Они обладают более низкой экономичностью, большей металлоемкостью и более высокой стоимостью по сравнению с другими насосами на аналогичные подачи и напоры. Поэтому по возможности число насосов должно быть минимальным.

D_тп= D₀* б_тп=283.6 *0.1008 =28.59 кг/с

D_к= D₀ *б_кн^в=283.6 *0.5469 =155.1 кг/с

D_дв= D₀* б_дв=283.6 *0.015 =4.25 кг/с

Общая подача насосов (из расчета тепловой схемы):

D_кн= D_к +D_дв + D_тп =155.1+4.25+28.59=187.94 кг/с

Объемная производительность:

Q=D_кн/с=187.94 /998=0.188 м³/с=676.8 м³/ч

Для блоков с прямоточными котлами применяют двухподъемную схему установки конденсатных насосов. Это вызвано тем, что конденсат турбин необходимо пропускать через обессоливающую установку БОУ, которая может работать при давлении не более 0.8 МПа. Конденсатные насосы разделяют на 2 ступени:

Насосы первой ступени устанавливают после конденсатора, они создают давление, достаточное для гидравлического сопротивления БОУ, трубопроводов и обеспечения необходимого подпора перед конденсатным насосом второй ступени.

Давление нагнетания насосов первой ступени, КНI:

р_н = р_боу + р_тр+ р_под =0.55+0.1+0.15=0.8 МПа

p_тр=0.1 - суммарное гидравлическое сопротивление трубопроводов

p_под =0.15 МПа - давление всаса на входе КН II

p_боу =0.55 МПа

p_к=0.0035 МПа - давление в конденсаторе (из расчета тепловой схемы);

р_I= р_н - р_вс =0.8-0.15=0.65 МПа

Напор, выраженный в метрах столба, перемещаемой жидкости:

Н= р /(·g)=0.65·10⁶/(1000·9,81)=66 м.

Мощность насоса:

N_н=Q(p_н-р_в)/?_н=676.8 *(0.65)/0.75=304.76 kВт

Выбираю 2 насоса по 100% производительности, берем за прототип насос типа КсВ500-85.

Таблица 2.7

Характеристики конденсатного насоса [5]

Давление нагнетания насосов второй ступени, КНII:

D _ок= D₀ б _ок =283.6 *0.6967 =197.6 кг/с

Q=D _ок /с=197.6/1000=0.1976 м³/с=712.4 м³/ч

р_н = р_д + Н_д··g·10^-6+? р_с =0.68+0.2+0.2=1.08 МПа,

где р_д=0.68 МПа- давление в деаэраторе (из расчета тепловой схемы);

Суммарное сопротивление тракта:

? р_с=2 р_пнд + р_тр =2·0.05+0.1=0.2 МПа.

р_пнд=0.5 МПа - сопротивление ПНД (на каждый подогреватель)

р_тр=(0.1 - 0.2)=0.1 МПа - суммарное гидравлическое сопротивление трубопроводов

р_в= p_н7+ p_подп=0.057+0.03=0.087 МПа

N_н=Q(p_н-р_в)/?_н=0.1976 *(1.08-0.087)/0.73=268.8 kВт

Тогда напор p_кн =p_н-p_в=1.08-0.087=0.993 МПа.

Напор, выраженный в метрах столба, перемещаемой жидкости:

Н=p_кн /(·g)=0.993·10⁶/(1000·9.81)=101 м [6]

За прототип выбираю 2 насоса по 100% производительности типа КсВ500-150.

Таблица 2.8

Характеристики конденсатного насоса

2.9.3 Выбор циркуляционных насосов

Расход воды по конденсатору рассчитывается по летнему режиму работы при условии обеспечения номинальной электрической мощности.

На блочных станциях устанавливаются 2 циркуляционных насоса по 50% производительности каждый, без резерва. Каждый насос работает на свою систему, включающую напорный водовод, половину конденсатора и сливной водовод.

m= 60 кратность охлаждения

D_ов= mD_к^п =60*0.5219*283.6=60*278.60=8881 кг/с

D_ов^р= 1.2D_ов =1.2 *8881=10657.2 кг/с

Q= D_ов^р /с=10657.2/1000=10.6572 м³/с=38365.9 м³/ч

Выбираю 2 циркуляционных насоса ОП5-145

Таблица 2.9

Характеристики циркуляционного насоса [5]

2.10 Выбор конденсатора

Турбина К-330-240-2 комплектуется конденсатором 300-КСЦ-3; конденсатор однокорпусный, двухходовой по воде. Корпус конденсатора из листовой стали, сварной. Крепеж трубок в трубных досках достигается вальцовкой их с обеих сторон. Трубки разделены на 2 отдельных пучка, каждый из которых имеет самостоятельный подвод и отвод охлаждающей воды, т. е. конденсатор двухпоточный.

2.11Выбор оборудования системы регенеративного подогрева

В регенеративных подогревателях осуществляется подогрев питательной воды и конденсата паром, отбираемым из отборов турбины. По месту в тепловой схеме турбоустановки различают регенеративные подогреватели высокого и низкого давления [6].

2.11.1 Выбор ПНД.

Подогреватели низкого давления располагаются между конденсатором турбины и питательным насосом. Движение в них происходит под давлением конденсатного насоса.

Исходные данные берем из расчета тепловой схемы:

Таблица 2.10

ПНД-4

Средний температурный напор для подогревателя:

,где

t_ср4=(t_б-t_м)/[ln(t_б/t_м)]=

=[(146.8-114.8)-( 146.8-143.8)]/ln[(146.8-114.8)/( 146.8-143.8)]=12.25 ⁰С

Из уравнения теплового баланса Q= D_ок(h_в5- h_в6)= k ·F_т/о·t_ср находим количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогревателе:

Q₄ = D_ок(h_в5- h_в6)= 197.5 · (608.25 -483.09)=24.7 МВт

Тогда F_т/о: Задаемся k=2300 кВт/(м²·⁰С)

F_4т/о= Q₄ /( k· t_ср4)= 24.7 *10⁶ /(2.3*10³·12.25)=876.7 м²

Пересчитаем площадь теплообмена с учетом запаса:

F_{4расчт/о}=1.1· F_4т/о=1.1· 876.7 =964.37 м²

За прототип выбираю подогреватель ПН-1000-29-7-III.

ПНД-3:

t_ср3= (t_б-t_м)/[ln(t_б/t_м)]=

=[(117.8-85.5)-(117.8-114.8)]/ln[(117.8-85.5)/( 117.8-114.8)]=12.33 ⁰С

Q₃= D_ок(h_в6- h_в7)= 197.5 · (483.09-359.5)=24.4 МВт

Тогда F_3т/о: Задаемся k=2300 кВт/(м²·⁰С)

F_3т/о= Q₃ /( k· t_ср3)= 24.4*10⁶ /(2.3*10³·12.33)=860 м²

Пересчитаем площадь теплообмена с учетом запаса:

F_{3расчт/о}=1.1· F_3т/о= 1.1· 1424.882 =946 м²

За прототип выбираю подогреватель ПН-1100-25-6-1.

ПНД-1:

t_ср1= (t_б-t_м)/[ln(t_б/t_м)]=

=[(58.8-26.7)-( 58.8-55.8)]/ln[(58.8-26.7)/( 58.8-55.8)]=12.28 ⁰С

Q₁= D_ок(h_в8- h_в)= 197.5 · (236.3-112.11)=24.5 МВт

Тогда F_1т/о: Задаемся k=2300 кВт/(м²·⁰С)

F_1т/о= Q₁ /( k· t_ср41)= 24.5*10⁶ /(2.3*10³·12.28)=867 м²

Пересчитаем площадь теплообмена с учетом запаса:

F_{1расчт/о}=1.1· F_1т/о= 1.1· 1424.882 =954 м²

За прототип выбираю подогреватель ПН-1100-25-6-1.

ПНД-2:

Выбираю за прототип подогреватель ПНСВ-800-2 за прототип, и составляю техническое задание на проектировку нового ПНСВ с учетом увеличения расхода конденсата.

2.11.2 Выбор ПВД.

Подогреватели высокого давления располагаются между котельным агрегатом и питательным насосом, используют теплоту пара, отбираемого из части высокого и среднего давления турбины. Давление питательной воды в них определяется напором, развиваемым питательным насосом.

ПВД предназначены для регенеративного подогрева питательной воды за счет охлаждения и конденсации пара. Все три подогревателя поверхностного типа. Для более полного использования теплоты подводимого пара предусматриваются специальные поверхности нагрева для охлаждения пара до параметров, близких к состоянию насыщения (охладители перегрева), и для охлаждения конденсата пара (охладители конденсата).