Конструкция турбины пт 135 165 130. Приложение

(Документ)

  • Курсовой проект - Термогазодинамический расчет компрессора и турбины двигателя АЛ31СТН (Курсовая)
  • Курсовая работа - Расчет технико-экономических показателей деятельности строительной организации (Курсовая)
  • Курсовая работа - Расчет ТЭП участка по изготовлению детали Шток вилки переключения 3й и 4й передач (Курсовая)
  • Курсовая работа - Расчёт и конструирование каркаса одноэтажного промздания (Курсовая)

    • n1.doc

    Литература 19

    ВВЕДЕНИЕ
    Турбина ПT-135/165-130/15 имеет всего 7 отборов. Такое количество отборов позволяет обеспечить развитую систему регенерации: 3 ПВД и 4 ПНД. ПВД у современных турбин кроме основной поверхности нагрева имеет также охладители перегретого пара (ОПП) и охладители дренажа (ОД).

    Нижний ПНД питается паром из ЧНД турбины, т.е. всегда работает под вакуумом, поэтому конструктивно он размещен в выхлопном патрубке турбины. На режимах с малыми расходами пара он отключается.

    В системе регенерации есть также следующие элементы:


    • охладители пара эжекторов (ОЭ) при применении пароструйных эжекторов (осуществляется трехступенчатое сжатие воздуха с промежуточным его охлаждением, что экономичнее).

    • Охладители пароуплонений (ОУ) служат для утилизации теплоты пара, отсасываемого из камеры низкого давления с помощью эжектора.

    • Подогреватель сальниковый (ПС) служат для утилизации теплоты пара из камеры уплотнений избыточного давления.
    Для надежной работы этих элементов и, в особенности, ОЭ и ОУ через них должен подаваться достаточный расход конденсата. Поэтому на режимах с малым пропуском пара в конденсатор включается т.н. линия рециркуляции. Регулирование расхода конденсата осуществляется по этой линии автоматически (клапан рециркуляции, который управляется по импульсу уровня конденсата в конденсаторе). За счет этого одновременно предупреждается срыв в работе КН (должен работать под заливом).

    В данной работе требуется расчитать подогреватель высокого давления ПВД № 5 для турбины ПT-135/165-130/15. Зная давление, температуру и расход пара на подогреватель требуется расчитать его основные параметры: расход воды, температуры, теплоперепады, тепловые нагрузки, площади поверхностей теплообмена в подогревателе высокого давления.
    1. КРАТКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПОДОГРЕВАТЕЛЯ

    Одним из элементов, комплектующих любую турбоустановку, являются подогреватели высокого давления (ПВД). Трубная система ПВД выполнена в виде спиральных змеевиков, размещаемых в разъемном сварном корпусе, и состоит из трёх элементов – зоны охлаждения перегретого пара, зоны конденсации пара и зоны охлаждения конденсата. Питательная вода подводится к ПВД снизу и распределяется на два стояка, из которых поступает в первую группу секций горизонтальных трубных спиралей. Пройдя эту часть змеевиков, вода собирается в распределительном коллекторе и переходит в следующую группу горизонтальных змеевиков. Из этой группы змеевиков большая часть воды отводится в сборный (выходной) коллектор, а меньшая часть перед входом в сборный коллектор проходит верхнюю группу горизонтальных змеевиков, расположенную в зоне охлаждения перегретого пара. Выход воды из подогревателя высокого давления, также как и вход, - снизу, отвод конденсата также снизу – каскадный, в направлении, обратном потоку питательной воды. По питательной воде ПВД включаются последовательно.

    2. СХЕМА ДВИЖЕНИЯ ТЕПЛООБМЕНИВАЮЩИХСЯ СРЕД В ПВД
    Принципиальная схема движения теплообменивающихся сред в зонах ПВД представлена на рисунке. Через охладитель конденсата проходит весь поток питательной воды или ее часть, ограничиваемая установкой шайбы.

    Включение зоны охлаждения пара может быть различным. Например, возможно включение охладителя пара всех или какого-либо отдельного подогревателя параллельно по ходу воды всем или некоторым подогревателям.

    Смешение потока воды, проходящего через каждый охладитель пара, с потоком питательной воды происходит на входе в паровой котел. Такая схема включения носит название схемы Рикара-Никольного. Может быть использована другая схема, когда охлаждение пара происходит потоком воды, направляемым в паровой котел после всех подогревателей (схема Виолен). Может быть применена последовательная схема включения всех зон, и возможна комбинированная схема.

    Во всех случаях через охладитель пара пропускается только часть питательной воды, а другая ее часть байпасируется помимо охладителя с помощью ограничивающей шайбы.



    275


    194,1


    184,1


    222,0


    171,4

    179,6


    161,4

    163,6

    275

    222,0
    179,6

    194,1


    163,6
    184,1

    171,4
    161,4

    3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОВЫХ НАГРУЗОК В ОП, СП, ОК.
    Параметры греющего пара:


    • давление pп =0,49 МПа;

    • температура tп =275 °С;

    • энтальпия iп =3013 кДж/кг;

    • расход пара D п =9,16 кг/с;

    • давление пара в собственно подогревателе p`п =0,45 МПа;

    • температура насыщения t н с.п. =184,1 °С;

    • энтальпия конденсата пара за собственно подогревателем
    i н с.п.=771 кДж/кг;

    • энтальпия пара, поступающего в собственно подогреватель i?п =2846 кДж/кг;

    • температура пара t?п =194,1 °С.
    Параметры питательной воды:

    • давление pп.в.=38 МПа;

    • температура на входе в охладитель конденсата tв =161,4 °С;

    • энтальпия воды на входе в охладитель конденсата iв =675,8 кДж/кг;

    • температура конденсата на выходе из охладителя tдр =171,4 °С;
    энтальпия iдр=717,6 кДж/кг;

    Расход воды в подогреватель определяется из уравнения теплового баланса при заданных параметрах:

    D п (i? п –i др)? п = G пв (i сп - i в)

    В охладитель конденсата поступает часть питательной воды с расходом 37,69 кг/с (15%∙G п.в). Через собственно подогреватель проходит 251,25 кг/с воды. Расход воды через пароохладитель принять равным 70 % расхода пара, поступающего в подогреватель 6,41 кг/с.

    Энтальпия воды на выходе из собственно подогревателя определяется при p п.в =0,45 МПа и температуре tс.п.= t н с.п.- ?=184,1-4,5=179,6 °С;

    Когда значении? =4,5°С, тогда iс.п. =751,8 кДж/кг.

    Расход пара в подогреватель


    GПВ=
    =
    (194,1-717,6)*0,99*9,16
    =251,25 кг/с.

    (751,8-675,8)

    Используя полученный расход воды, определяют температуру на выходе из охладителя конденсата, на входе в собственно подогреватель и на выходе из охладителя пара. Из уравнения теплового баланса для охладителя конденсата (дренажа)

    Имеем

    Тогда температура воды на входе в собственно подогреватель t?од = 163,6 °С.

    Энтальпия воды на выходе из пароохладителя (при расходе

    Gпо = 0,7D=6,41 кг/с):
    751,8+
    (3013-2846)*9,16*0,99
    =1006,8 кДж/кг.

    6,41

    тогда температура tпо=222,0 °С.
    По балансу теплоты определяем тепловую нагрузку для охладителя конденсата:

    9,16*(771-717,6)*0,99=481 кВт;

    Собственно подогревателя:

    9,16*(2846-771)*0,99=19010 кВт;

    Охладителя пара:

    9,16*(3013-2846)*0,99=1530 кВт

    Где iп - удельная энтальпия пара;

    I?п - удельная энтальпия пара, поступающего в собственно подогреватель;

    I н с.п. - удельная энтальпия конденсата пара за собственно подогревателем;

    I др - удельная энтальпия дренажа;

    D п - расход пара в подогреватель;

    4. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ СОБСТВЕННО ПОДОГРЕВАТЕЛЯ (СП)
    Средний температурный напор для поверхностей нагрева отдельных элементов и подогревателя в целом определяется как среднелогарифмическая разность температур, т.е.


    Для собственно подогревателя

    ∆t б =t н с.п. - t? од = 184,1-163,6 =20 °С;

    ∆t м =t н с.п - t сп = 184,1-179,6= 4,5 °С.

    Следовательно
    20-4,5

    10,5 , 0 C;

    ln
    20

    4,5

    Для определения коэффициента теплоотдачи от стенок труб к воде необходимо установить режим движения ее. Скорость воды в трубах подогревателя принимается в пределах 1,3-1,8 м/с. Для скорости 1,5 м/с и соответствующих средней температуре воды:





    179,6+163,6
    =172 , 0 C;

    2

    параметрах
    0,171*10 -6 м 2 /с;
    66,97*10 -2 Вт/(м*К);
    1,124;

    Число Рейнольдса равно:

    Термическое сопротивление стенки труб:

    Значение коэффициента b в формуле
    при





    184,1+172
    =178 , 0 C;

    2

    равно b=6150. В соответствии с полученными значениями имеем:

    принимая различные значения q, находим
    и строим зависимость
    (рис.2).

    Q=20 кВт/м 2
    ∆t =7,03 °С;

    Q=30 кВт/м 2 ∆t =11,67°С;

    Q=40 кВт/м 2 ∆t =16,76°С;

    Q=50 кВт/м 2 ∆t =22,22°С;

    Рис.2 Графоаналитическое определение плотности теплового потока в зависимости от температурного напора.

    Из нее следует что при =10,02
    : q =26550
    .

    Коэффициент теплопередачи в собственно подогревателе в этих условиях равен:

    Практически поверхность нагрева должна быть несколько выше за счет возможности загрязнения поверхности, коррозии и т.д. Принимаем
    738 м 2 .

    При принятой скорости воды в трубах число спиралей собственно подогревателя
    251,25*0,171*10 -4

    =432 ,шт;

    0,785*1,5*0,024 2

    Практически число спиралей принимается кратным произведению числа секций и числа рядов в каждой секции, т.е. 612=72. Тогда N=432 шт.

    Длина каждой спирали в этом случае
    738
    =23 ,м;

    3,1415*0,024*432

    В заключение теплового расчета собственно подогревателя рекомендуется уточнить температуру, при которой были определены физические параметры:

    184,1-7,03=177,07 , 0 C;
    Отклонение от принятого значения =178 составляет -0,93 °С, что вполне допустимо.

    5.ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ОХЛАДИТЕЛЯ ПАРА (ОП)
    Тепловая нагрузка охладителя пара Qоп =1530 кВт;

    Расход пара Dп =9,16 кг/с;

    Расход питательной воды G пв =6,41 кг/с.

    Если размеры спиралей охладителей пара такие же, как и собственно подогревателя, тогда сечение для прохода пара:

    23*0,004*0,98=0,089 м 2

    Здесь?=0,98 учитывает часть длины труб, участвующей в теплообмене, а 0,004-

    Расстояние между трубами.

    При двух потоках скорость пара в охладителе:

    Эквивалентный диаметр:


    1,620*10 -6 м 2 /с;

    0,681 Вт /м*К,

    Скорость воды в трубах при двух поточной схеме принимаем равной 1,5 м/с, а диаметр трубок 324 мм. Тогда





    1,5*0,024
    =2,2*10 5 ;

    1,620*10 -6

    , а




    0,023*0,681*(2,2*10 5) 0,8 (0,889) 0,4

    =11797 Вт/(м 2 К);

    0,024

    Коэффициент теплопередачи:
    1

    2908 Вт/(м 2 К)

    1
    +
    0,032*32
    +
    32

    4201
    246,6*24
    24*11797

    Где
    - учитывает вид теплопередающей стенки - стенка цилиндрическая.

    Средний температурный напор в охладителе пара:


    Здесь большие и меньшие температуры разности определяются в соответствии с графиком рисунка 1:

    Для охладителя пара:

    t п – t по =275-222,0=53,0 °С;

    t? п – t сп =194,1-179,6=14,5°С.

    Следовательно,

    Число змеевиков охладителя пара:
    101
    =45 ,шт;

    0,98*3,1415*0,032*23

    6. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ОХЛАДИТЕЛЯ КОНДЕНСАТА (ОК)
    Тепловая нагрузка охладителя конденсата
    481 кВт;

    Средняя температура конденсата в межтрубном пространстве:

    Сечение для прохода конденсата в охладителе принимаем таким же, как и в охладителе пара, т.е. 0,089
    Тогда скорость конденсата в межтрубном пространстве:

    Значение коэффициента теплоотдачи от пара к стенке труб следует определять:


    =2,74*10 5 ;184,1-162,3=20 о С;
    ЗАКЛЮЧЕНИЕ
    В ходе проведения данной курсовой работы был рассчитан подогреватель высокого давления ПВД № 5 (ПВ-900-380-18-1) для турбинной установки ПT-135/165-130/15. ПВД № 5 работает при параметрах пара перед входом в подогреватель: давлении 0,49 МПа, температуре 275 °С и расходом пара 9,16 кг/с.

    В результате расчета были определены следующие площади составляющих частей подогревателя:


    Полученные в результате расчёта значения площадей отличаются от реальных табличных значений данного подогревателя ПВ-900-380-18-1 на допустимую величину.

    ЛИТЕРАТУРА


    1. Рыжкин В. Я. «Тепловые электрические станции», Москва, 1987 г.

    2. Григорьев В. А., Зорин В. М. «Тепловые и атомные электрические станции», Москва, «Энергоатомиздат», 1989 г.

    3. Соловьёв Ю. П. «Вспомогательное оборудование паротурбинных электростанций», Москва, «Энергоатомиздат», 1983 г.

    4. Рихтер Л. А. и др. «Вспомогательное оборудование тепловых электростанций», Москва, 1987 г.

    При параметрах системы теплоснабжения t 1 /t 2 = 150/70 °С принимаем коэффициент теплофикации α ТЭЦ = 0,5 . Температура сетевой воды после сетевых подогревателей

    t ПСВ -2 = t 2 + α ТЭЦ ·(t 1 - t 2) = 70 + 0,5·(150 - 70) = 110 °С .

    Принимаем температурную разность теплоносителей
    δt C П = 3 °C , тогда а p СП - 2 = 0,158 МПа .

    С учетом потери давления в трубопроводе от турбины до сетевого подогревателя Δp = 8 %, давление в камере отбора составит

    p ТВ = p СП-2 / 0,92 = 0,158/0,92 = 0,172 МПа .

    При давлении в верхнем теплофикационном отборе
    p ТВ = 0,172 МПа тепловая нагрузка на первый сетевой подогреватель достигает 60 % от всей нагрузки на бойлерную. Устанавливаем давление в камере отбора на ПСВ-1:

    t ПСВ -1 =t 2 + 0,6·(t ПСВ -2 –t 2) = 70 + 0,6·(110 - 70) = 94 °С,

    p СП-1 =0,091 МПа, p ТН =0,0988/0,92 МПа .

    Примем следующие потери давления в органах регулирования:

    в ЧВД – 5 % , в ЧСД – 10 % , в ЧНД – 15 % (в камере I отбора), 20 % (перед регулирующей диафрагмой).

    Примечание 1. В рассматриваемом случае принимается, что в турбине ПТ-135-12,8/1,5 регулируются все три отбора (промышленный и оба теплофикационных). Такое регулирование может осуществляться и в турбине ПТ-80-12,8/1,3.

    Примечание 2 . При двухступенчатом подогреве сетевой воды и одном регулируемом отборе (все турбины типа Т) процесс расширения пара в турбине аналогичен процессу, изображенному на рис. 2,в.

    Определение давления в верхнем теплофикационном отборе производится так же, как и в примере расчета турбины ПТ-135-130/15. Студентам специальностей 100600, 100100 давление в нижнем теплофикационном отборе рекомендуется находить упрощенно, из условия равенства подогревов сетевой воды в верхнем и нижнем сетевых подогревателях. Студентам специальности 100500 это давление необходимо находить путем совместного решения уравнения расхода пара через теплофикационный отсек (между отопительными отборами) и уравнения тепловой характеристики подогревателя с учетом дросселирования в паропроводах отбора.

    Система уравнений выглядит следующим образом:

    где p ТН, p ТВ, p ТН,0 , p ТЕ,0 – давление пара в нижнем и в верхнем теплофикационных отборах в рассматриваемом и расчетном режимах соответственно;



    D т0 , D т0 0 –расходы пара через теплофикационный отсек в рассматриваемом и расчетном режимах;

    t ТН н – температура насыщения при давлении в нижнем теплофикационном отборе;

    q СП-1 –теплота конденсации пара в СП-1;

    D СП-1 –расход пара на СП-1;

    t ОС –температура обратной сетевой воды;

    W –расход сетевой вода;

    c в –теплоемкость воды;

    δt, δt др –недогрев в подогревателе и потеря от дросселирования.

    Расход пара через теплофикационный отсек в общем случае складывается из расходов на сетевой подогреватель нижней ступени D СП-1 , на ПНД-1 (D ПНД-1 ) и конденсатор D к:

    D т0 = D СП-1 + D ПНД-1 + D к.

    При минимальных вентиляционных пропусках пара в конденсатор величиной D ПНД-1 можно пренебречь. Пропуск пара при закрытой регулирующей диафрагме ЧНД зависит от давления пара в камере отбора перед ней p ТН и оценивается по ее характеристике: D min к = k p ТН,

    где k – коэффициент пропорциональности, кг/(с·МПа)

    k = 0,39544 для T–100–12,8,

    k = 1,77812 для Т–250–23,5.

    Решение указанной выше системы уравнений осуществляется путем подбора величины D т0 (D СП-1 + D min к ), которая должна быть такой, чтобы значение p ТН, найденное из уравнений системы в виде функции p ТН = f (t тн н), было одинаковым. После этого определяется температура сетевой воды после СП-1:

    Тогда давления пара за регулирующими клапанами и поворотной диафрагмой составят:

    p 0 " = 0,95 ·p 0 =0,95·12,753 = 12,115 МПа ,

    p 3  = 0,9 ·p 3 = 0,9·1,4715 = 1,324 МПа ,

    p 6  = 0,85 ·p 6 = 0,85·1,176 = 0,15 МПа ,

    p 7  = 0,75 ·p 7 = 0,75·0,104 = 0,0779 МПа .

    Конечное давление p К = 0,002943 МПа = 0,0029 МПа .

    Принимаем следующие значения внутренних относительных КПД по отсекам для рассматриваемого режима:

    0,8144 – ЧВД,

    0,8557 – ЧСД,

    0,1504 – ЧНД, причем для промежуточного отсека 0,75 , а для последних ступеней 0,106 .

    Процесс расширения пара в турбине показан на рис.6.

    Данные расчета сведены в табл. 6.

    Схема построения процесса:

    По h, s –диаграмме h 3а. = 2892 кДж/кг

    h 3 = h 0 - (h 0 -h 3а) 3488,2-(3488,2-2892)·0,8144=3002,7 кДж/кг ;

    По h, s –диаграмме h 6а. = 2596 кДж/кг

    h 6 =h 3 - (h 3 -h 6а ) 3002,7-(3002,7-2596)·0,8554=2654,8 кДж/кг ;

    По h, s –диаграмме h ка. = 2156 кДж/кг

    h к =h 6 - (h 6 -h ка ) 2604,7-(2604,7-2156)·0,1504=2537,2 кДж/кг ;

    По h, s –диаграмме h 7а. = 2588 кДж/кг

    h 7 =h 6 - (h 6 -h 7а ) 2654,8-(2654,8-2588)·0,75 = 2604,7 кДж/кг.

    Поиск параметров воды и пара для турбины ПТ-135/165-12,8/1,5 производится при тех же условиях, какие были приняты выше.

    1. Температура конденсата после конденсатора та же, что и для пара: t к = 23,8°C; ct к = 101,0 кДж/кг (при t = 23,8 °C,
    p к.н.= 1,275 МПа     ).



    2. Параметры основного конденсата (ОК) после эжекторного подогревателя:

    t ЭП = t к + Δt ЭП = 23,8 + 5 = 28,8 °С ,

    сt ЭП = 122,0 кДж/кг (при 1,1772 МПа, t = 28,8 °С ).

    3. Параметры ОК после ПНД-1:

    t 1 = 97 – 5 = 92°С, сt 1 = 385,5 кДж/кг, p п.в1 = 1,078 МПа .

    Температура дренажа, сливаемого из ПНД-1, равна температуре насыщения, так как ПНД-1 не имеет охладителя конденсата:

    t к1 = 97 °С, сt к1 = 406 ,4 кДж/кг .

    4. Температура ОК после СП t СП = 92 + 8 = 100 °С

    (при p п.в = 0,981 МПа, сt СП = 419,4 кДж/кг ).

    5. Температура ОК после ПНД-2

    t 2 = 113 - 5= 108°С (при p п.в2 = 0,8831 МПа , сt 2 = 453,8 кДж/кг ).

    Так как ПНД-2 не имеет охладителя конденсата, то

    t к2 = 113°С , сt к2 = 474,7 кДж/кг .

    6. Аналогично t 3 = 131,1 - 5 = 126,1 °С ,

    сt 3 = 529,8 кДж/кг (при p п.в3 = 0,7848 МПа ).

    Параметры конденсата греющего пара будут следующими:

    t к3 = 108,0 + 7 = 115 °С , сt к3 = 483,1 кДж/кг.

    7. Аналогично t 4 = 154,7 - 5= 149,7 °С ,

    сt 4 = 631,4 кДж/кг (при p п.в4 = 0,6867 МПа) ,

    t к4 = 126,4 + 7 = 133,1 °С , сt к4 = 560,2 кДж/кг .

    Параметры пара и воды в тракте подогревателей
    высокого давления

    1. Параметры греющего пара после ОП (при принятых Δp ОП = 1,5 % и δt оп = 15 °С ):

    p ´ 7 = 0,985·3,12939 = 3,08245 МПа, 235,3 °С,

    p ´ 6 = 0,985·2,1248 = 2,098 МПа, 214,7 °С,

    p ´ 5 = 0,985·1,383 = 1,362 МПа, 193,8 °С.

    t ´ пе7 = 235,3 + 15 = 250,3 °С,

    t пе6 ´ = 214,7 + 15 = 229,7 °С,

    t ´ пе5 = 193,8 + 15 = 208,8 °С.

    По известным t пе ´и p ´по таблицам Александрова определяем

    h ´ 7 = 2851,3 кДж/кг , h 6 ´ = 2841,7 кДж/кг , h 5 ´ = 2831,6 кДж/кг.


    Таблица 6.Параметры пара, питательной воды и конденсата в системе регенерации турбины ПТ–135/165–12,8/1,5. Примечание Δt СП =8ºC Δt ЭП =5ºC
    Слив конденсата ct к, кДж/кг 933,3 933,1 703,5 560,2 483,1 474,7 406,4
    t к, ºC 217,7 195,8 166,4 133,1 115,0 97,1
    Питательная вода после регенеративных подогревателей Δct′′, кДж/кг 24,4 36,1 101,6 76,0 32,9 284,9 20,95
    сt′′, кДж/кг 995,5 904,2 810,8 691,9 667,5 631,4 529,8 453,8 439,8 406,8 121,9 101,0
    t′′, ºC 230,3 209, 7 188,8 161,4 158,1 149,7 126,1 104,8 28,8 23,8
    У регенеративных подогревателей сt′′, кДж/кг 1020,3 923,4 828,2 667,5 653,4 551,8 474,7 406,8 99,6
    t′′, ºC 236,2 215,4 194,5 158,1 154,7 131,1 97,1 23,8
    h, кДж/кг 3002,7 3002,7 2654,8 2604,7 2537,2
    p′, МПа 3,129 2,125 1,383 0,59 0,54 0,28 0,16 0,0909 0,0029
    Потери давления Δp, %
    В месте отбора h, кДж/кг 3488,2 3002,7 3002,7 2654,8 2604,7 2537,2
    t, ºC 23,77
    p, МПа 12,753 12,115 3,257 2,237 1,4715 1,4715 0,58 0,304 0,117 0,1039 0,0029
    Наименование Перед турбиной и соплами I отбор (на ПВД-7) II отбор (на ПВД-6) III отбор (на ПВД-5) После ПН Повышение энтальпии в питательном насосе Деаэратор Д-6 IV отбор (ПНД-4) V отбор (ПНД-3) VI отбор (ПНД-2) После СП VII отбор (ПНД-1) После ЭП Конденсатор и последняя ступень турбины
    № п/п

    2. Температуры питательной воды перед ОП:

    t´ 6 = 214,7 – 5 = 209,7°C ,

    t´ 5 = 193,8 – 5 = 188,8°C.

    Находим по таблицам:

    ct´ 7 = 995,5 кДж/кг (при p п.в7 = 16,677 МПа ),

    ct´ 6 = 904,2 кДж/кг (при p п.в6 = 17,1675 МПа ),

    ct´ 5 = 810,8 кДж/кг (при p п.в5 = 17,658 МПа ).

    3. Температуры и энтальпии конденсата, сливаемого из каждого ПВД.

    При принятом недоохлаждении конденсата Δt ок = 5 °С имеем:

    t к7 = t 6 + 5; t к6 = t 5 + 5; t к5 = t пн + 5;

    t 5 = t´ 5 + Δt ОП-5 ; t 6 = t´ 6 + Δt ОП-6 .

    Принимаем Δt ОП-5 = 2 °С, Δt ОП-6 = 3 °С, тогда

    t 5 = 188,8 + 2 = 190,8 °С, t 6 = 209,7 + 3 = 212,7 °С,

    t к6 =190,8+5=195,8 °С, сt к6 =833,1 кДж/кг (p´ 6 = 2,093 МПа),

    t к7 =212,7+5=217,7 °С, сt к7 = 933,3 кДж/кг (p´ 7 = 3,08 МПа).

    2.4.1. Расчет ПВД

    Аналогично расчету тепловой схемы турбины Р-50-12,8/1,3 расчет ПВД для рассматриваемой турбины проводим по уравнениям теплового баланса, составленным для трех участков (см.рис.7).

    I участок

    D 7 (h´ 7 - ct к7) + D 6 (h 6 – h´ 6) = К 7 (ct´ 7 - ct´ 6) D пв.

    II участок

    D 6 (h´ 6 - ct к6) + D 5 (h 5 – h 5 ´) + D 7 (ct к7 –ct к6) = К 6 (ct´ 6 - ct´ 5) D пв.

    III участок

    D 5 (h´ 5 - ct к5) + (D 7 + D 6) (ct к6 –ct к5) = К 5 (ct´ 5 - ct ПН) D п.в.

    Значения коэффициентов, учитывающих потери теплоты в подогревателях К 7, К 6 , К 5 , принимаем такими:

    К 7 = 1,008; К 6 = 1,007; К 5 = 1,006.

    Подставив вместо идентификаторов известные числовые значения, получим:

    D 7 (2851,3-933,3) + D 6 (3090 - 2841,7) =1,039329·D·(995,5 - 904.2);

    D 6 (2841,7 - 833,1) + D 5 (3002,7 - 2831,6) + D 7 (933,3 - 833,1) = =1,038298·D·(904,2 - 810,8);

    D 5 (2831,6-703,5)+(D 7 +D 6) (833,1-703,5)=1,037266·D·(810,8-691,9).


    После подсчетов:

    1) 1918,015·D 7 +248,2582·D 6 = 94,934389·D,

    2) 2008,644·D 6 + 171,078·D 5 + 100,1823·D 7 = 97,01545·D,

    3) 2128,101·D 5 + 129,597·(D 7 + D 6) = 123,7195·D.

    Упрощаем:

    1") 7,726·D 7 + D 6 = 0,382·D,

    2") 20,05·D 6 +1,707·D 5 + D 7 = 0,968·D,

    3") 16,422·D 5 + D 7 + D 6 = 0,952·D.

    Из (1") выразим D 6 = 0,382·D - 7,726·D 7 (A)

    и подставим D 6 в (2"):

    20,05 (0,382·D - 7,726·D 7) + 1,707·D 5 + D 7 = 0,968·D,

    7,659·D - 154,91·D 7 +1,707·D 5 + D 7 = 0,968·D,

    153,91·D 7 = 6,691·D + 1,707·D 5 ,

    D 7 = 0,0435·D + 0,011·D 5 . (Б)

    Подставим D 6 и D 7 в(3"):

    16,42·D 5 +0,0435·D+0,011·D 5 +0,382·D-7,726·(0,0435·D+0,011·D 5)=

    =0,952·D. 16,346·D 5 + 0,089·D = 0,952·D,

    16,346·D 5 = 0,863·D,

    D 5 = 0,0528·D.

    Из уравнения (Б)

    D 7 = 0,0435·D + 0,011·0,0528·D; D 7 = 0,0441·D.

    Из уравнения (А)

    D 6 = 0,382·D - 7,726·0,0441·D; D 6 = 0,0413·D.

    Подогрев питательной воды в ОП устанавливаем по уравнениям тепловых балансов.

    D 7 (h 7 – h 7 ") = K 7 D п. в (ct 7 – ct 7 ") = K 7 D п. в Δct 7 ;

    ct 7 = ct 7 " + Δct 7 = 995,5 + 13,4 = 1008,9 кДж/кг.

    Находим t 7 = 233,1°С (по p п.в7 = 16,677 МПа ).

    ОП – 6

    D 6 (h 6 – h 6 ") = K 6 D п. в (ct 6 – ct 6 ") = K 6 D п. в Δct 6 ;

    ct 6 = ct 6 " + Δct 6 = 904,2 + 9,9 = 914,1 кДж/кг.

    Находим t 6 = 212,67°С (по p п.в6 = 17,1675 МПа ).

    D 5 (h 5 – h 5 ") = K 5 D п.в (ct 5 – ct 5 ") = K 5 D пв Δct 5 ;

    ct 5 = ct 5 " + Δct 5 = 810,8 + 8,7 = 819,5 кДж/кг.

    Находим t 5 = 190,79°С (по p п.в5 = 17,658 МПа ).

    Проверяем правильность выполненных расчетов по тепловым балансам ПВД в целом.

    D 7 * (h 7 –ct к7) =к 7 D п.в (ct 7 - ct 6).

    Невязка δD 7 = 0 %.

    D 6 * (h 6 –ct к6)+D 7 (ct к7 –ct к6)=к 6 D п.в (ct 6 - ct 5).

    Невязка δD 6 = 0,19 %.

    D 5 * (h 5 –ct к 5)+(D 7 +D 6)(ct к 6 – ct к 5)=

    =к 5 D п.в (ct 5 - ct пн).

    Невязка δD 5 = 0,18 %.

    Невязки незначительны. Поэтому

    D 7 = 0,0441, t 7 = 233,1 °С,

    D 6 = 0,0413, t 6 = 212,67 °С,

    D 5 = 0,0528. t 5 = 190,79 °С.

    В этом случае

    Δt о.к-7 = t к7 - t 6 = 217,67 - 212,67 = 5°С,

    Δt о.к-6 = t к6 - t 5 = 195,79 - 190,79 = 5°C.

    Не отличаются от принятого Δt ок = 5°C.

    2.4.2. Расчет деаэратора Д-6

    Расчетная схема деаэратора имеет следующий вид:

    В схеме две турбины ПТ и одна турбина Р, поэтому конденсат ПВД турбины Р подогревается паром от двух турбин.

    Из приведенных выше расчетов имеем:

    0,0528∙D +0,0413∙D + 0,0441∙D = 0,1382∙D;

    18,03 кг/c; D ПВД = 0,1392∙D + 0,5∙18,03 = 0,1382∙D + 9,015;

    D пр = 0,00138∙D + 0,5∙0,00138∙108,353 = 0,00138∙D + 0,074763.

    Принимаем тогда

    0,002∙(1,03108∙D + 0,5∙111,72) = 0,002062∙D + 0,11172.

    Расход питательной воды, поступающей в Д-6 из ПНД-4, определяем из уравнения материального баланса деаэратора:

    D п.в " + D пр + D Д + D ПВД =

    D п.в " = - (D пр + D Д + D ПВД) =

    =1,03108∙D+55,86+0,002062∙D+0,11172-0,00138∙D-0,074763-D Д –

    - 0,1382∙D - 9,015 = 0,89356∙D +46,88196 - D Д.

    Расход пара на деаэратор D Д определяем из уравнения теплового баланса:

    D Д h 5 +D п.в " ct 4 +D пр h пр +D ПВД ct 5 = К Д ( ct д + h вып).

    Принимаем коэффициент, учитывающий потери теплоты в Д-6 , К Д =1,006 , а влажность пара, выходящего из деаэратора, – 3 % ,
    тогда

    h вып = h" + x r = 667,5 + 0,97∙2089,972 = 2694,7 кДж/кг;

    D Д ∙3002,65 + (0,89356∙D + 46,88196 - D Д)∙631,4 +

    + (0,00138∙D + 0,074763)∙2700,2 + (0,1382∙D + 9,015)∙703,5 =

    =1,006∙[(1,03108∙D+55,9)∙667,5+(0,002062∙D + 0,11172)∙2694,7].

    После преобразования получим:

    2371,259∙D Д = 32,79518∙D + 1666,5,

    D Д = 0,01383∙D +0,70278.

    D" п.в = 0,89356∙D + 46,88196 - 0,01383∙D - 0,70278 =

    = 0,87973∙D + 46,17918 .

    Прежде чем рассчитывать ПНД, необходимо выполнить тепловые расчеты установки подогрева сетевой воды, установки подпитки тепловой сети и установки нагрева добавочной воды, подаваемой в цикл.

    2.4.3. Расчет бойлерной установки (рис. 8)

    Расход сетевой воды через сетевые подогреватели двух турбин ПТ при Q м = 418,68 МВт и принятой системе теплоснабжения можно определить как

    а через подогреватели одной турбины как W 1 = 616,66 кг/с .

    Принятые утечки в системе теплоснабжения составляют 2 % от расхода циркулирующей воды.

    Добавок на восполнение утечек

    W y т = 0,02∙W = 0,02∙1233,32 = 24,666 кг/с.

    При нагрузке «горячего» водоснабжения, равной 15 % от общей, абсолютное значение

    Q г.в = 0,15∙Q м = 0,15∙418,68 = 62,802 МВт.

    Общий расход воды, идущейна горячее водоснабжение,

    Общий расход подпиточной воды, направляемой из деаэратора на подпитку системы,

    D доб = W г.в.+ W ут = 184,998 + 24,666 = 209,664 кг/с.

    Тепловая нагрузка на СПВ-1, СПВ-2 и ПТВМ двух турбин ПТ составит:

    Расход пара на сетевые подогреватели одной турбины ПТ:

    ct к2 = 474,3 кДж/кг определяется по давлению p ПСВ-2 = 0,158 МПа,

    ct к1 = 406,9 кДж/кг определяется по давлен p ПСВ-1 = 0,091 МПа.

    Расход подпиточной воды D ХО ˝ = D доб = 209,993 кг/с.

    Величина выпара из деаэратора составляет 0,2÷0,3 % от расхода на подпитку. Следовательно,

    209,993∙0,002 = 0,42 кг/с.

    2.4.4. Расчет подогревателей исходной и химочищенной воды

    Температура воды, поступающей в ПХО-1 из обратной линии конденсационной установки турбин, определяется

    Расчетной температурой охлаждающей воды t 1 = 10 °С ,

    Температурой конденсата при p к = 0,0029 МПа t к = 23,8 °С ,

    Температурой обратной циркуляционной воды при температурном напоре в конденсаторе δt = 4 °С .

    t обр = t 2 = t к - δt = 23,8 - 4 = 19,8 °С.

    При этом кратность охлаждения в конденсационной установке

    Подогреватель ПХО-1

    Для создания оптимального режима предочистки (коагуляции) принимается t х.о  = 40 °С.

    Расход исходной воды для ХВО при расходе на собственные нужды, равном 12 %, составит

    D ХО  = 1,12∙D хо = 1,12∙209,993 = 235,192 кг/с.

    При η п = 0,99

    Подогреватель ПХО-2

    Суммарный расход пара на подогрев сетевой воды и подогреватели подпиточной воды из верхнего теплофикационного отбора одной турбины ПТ запишется как

    D под =D ПСВ-2 +0,5∙(D ХО-1 +D ХО-1)=19,395+0,5∙(9,2369+4,068)=26,047 кДж/кг.

    Подогрев воды в охладителе выпара деаэратора Д - 0,3

    t ОВ = 70ºС (ct ОВ = 293,2 кДж/кг) ,

    h вып = ct д + r = 287,7 + 2338,4 = 2626,1 кДж/кг ,

    2.4.5. Расчет по деаэратору подпитки теплосети (Д - 0,3)


    Расчетная схема приведена на нижеследующем рисунке.

    Расход сетевой воды, идущей в деаэратор на подогрев подпиточной воды (это рециркулирующая в системе вода), обозначим W рец .

    В этом случае из уравнений материального баланса деаэратора имеем

    Расход рециркулирующей сетевой воды определяем из уравнения теплового баланса:

    Принимаем = 0,99 , получаем

    (W pe ц ∙462,2+209,99∙214,1)∙0,99=(W pe ц +209,57)∙287,7+0,42∙2626,1;

    457,535∙W pe ц +44511,777=287,685∙W pe ц +60291,008+1102,9721;

    457,535∙W pe ц + 44511,777 = 287,605∙W pe ц + 61393,98;

    169,85∙W pe ц = 16882,203; W pe ц = 99,395 кг/с .

    Таким образом, расход воды, подаваемой насосами из Д-0,3 в систему (насосы подпитки теплосети),

    D п.в = W pe ц + 209,573 = 99,395 + 209,573 = 308,968 кг/с.

    Расход воды, проходящей через сетевые насосы,

    W СН = W + W pe ц = 1233,32 + 99,395 = 1332,715 кг/с.

    По расходу D п.в = 1111,386 т/ч должны выбираться подпиточные насосы теплосети, а по расходу W СН = 4800,863 т/ч – сетевые насосы I и II ступеней.

    Расход воды, идущий в цикл станционного деаэратора
    Д-1,2, определяем из уравнения материального баланса:

    Расход конденсата, идущего из охладителя выпара станционного деаэратора Д-1,2 в дренажный бак, выразится как

    Расход конденсата, поступающего из дренажного бака в станционный деаэратор Д-1,2, составит

    а также количество воды, идущей в цикл станции из Д-1,2,

    2.4.6. Расчеты по подготовке добавочной воды, направляемой в цикл станции (рис.9)

    Количество добавочной воды, направляемой в цикл станции, выразим как

    Определим расход воды, направляемой в установку ХВО, с учетом собственных нужд в размере 13 % :

    Подогреватель ПХ-1

    При t обр = 19,8 °С и t хо  = 40 °С имеем расход пара из верхних теплофикационных отборов турбин ПТ

    Охладитель непрерывной продувки

    Учитывая, что ct др = 293,3 кДж/кг; η п = 0,99, находим

    Принимаем предварительное значение расхода пара на турбину ПТ при заданных тепловых нагрузках D = 186,26 кг/с , тогда

    Деаэратор Д-1,2

    Расход пара на станционный атмосферный деаэратор определяем из уравнения теплового баланса деаэратора с охладителем выпара:

    Согласно приведенным ранее расчетам имеем и"выпар" из станционного деаэратора:

    =0,0000866∙D+0,50331+0,001996∙ +0,001996∙(0,01023∙D+

    +1,149048+0,002∙ )=

    = 0,0000866∙D + 0,50331 + 0,001996∙ + 0,0000204∙D +

    +0,0022934 + 0,000004∙ = 0,000107∙D + 0,5056 + 0,002∙ .

    И, наконец, из уравнения теплового баланса определяем расход пара на деаэратор (при К д = 1,005 ):

    ∙2654,8 + (0,0434∙D + 69,514)∙170,78 + 182,646∙377,1 +

    + (0,01023∙D + 1,149048 + 0,002∙ )∙293,3 =

    =1,005∙[(0,053522∙D+252,80243+ )∙437,31+(0,000107∙D+0,5056+

    +0,002∙ )∙293,2162].

    После преобразований получим:

    2215,3007∙ = 13,141955∙D + 30170,358.

    = 0,0059323∙D + 13,61908.

    =0,053522∙D+252,80243+0,005932∙D+13,61908=

    =0,05945∙D + 266,42151.

    =0,000107∙D+0,5056+0,002∙(0,0059329∙D+13,61908) =

    =0,000107∙D+0,506+0,000011864∙D+0,02724=0,000119∙D+0,5328.

    D др.б =0,01023∙D+1,149048+0,002∙(0,0059323∙D+13,61908) =

    =0,01023∙D+1,149048+0,000011864∙D+0,027238=

    = 0,010241∙D+1,176286.

    2.4.7. Расчет ПНД


    Расчетная схема ПНД приведена на рисунке 10.

    D 4 = 0,039319∙D+2,0639586.

    Рассчитаем отдельные составляющие на выходе в П-3.

    D * = 19,395 + 0,5∙(9,2369 + 4,068 + 0,0019068∙D + 3,0541446) =

    = 0,0009534∙D + 8,1795223 + 19,395;

    D 4 + D 3 + D 2 = 0,039319∙D + D 3 + D 2 + 2,0639586,

    D п.в ˝ = 0,87973∙D + 46,17918 - 0,0009534∙D - 8,1795223 - 19,395 –

    - 0,039319∙D - 2,0639586 - D 3 - D 2 - 0,029727∙D - 133,21076;

    D п.в ˝ = 0,80973∙D - D 3 - D 2 – 116,67006.



    Потоки воды (D 4 + D 3 + D 2 ) и D * имеют одинаковую энтальпию, поэтому можно записать:

    - 28,86)∙(385,48 - 121,929),

    D 1 = 0,092485∙D - 17,521739.

    2.4.8. Подсчет расходов пара в отборах турбины и расхода пара в конденсатор

    Исходя из, сделанных ранее, расчетов запишем следующие уравнения:

    1.Расход пара в отборы

    D VII = D 7 = 0.044∙D;

    D VI = D 6 = 0.0413∙D;

    D V = D 5 + D Д-6 + =0,05279∙D+0,01383∙D+0,70278+79,872319=

    =0,06662∙D+80,575099;

    D IV = D 4 = 0,039319∙D;

    D III = D 3 = 0,027938∙D;

    D II = D 2 +D ПСВ-2 +0,5∙(D ХО-1 + D ХО-2 + D ХО-1 + =

    =0,011911∙D-1,8657599+19,395+0,5∙(9,2369+4,068+0,0019068∙D+

    +3,0541446+0,0059323∙D+13,61908)= 0,01583∙D+32,518302;

    D I = D 1 + D ПСВ-1 =0,092485∙D-17,521739+28,86=0,092485∙D+11,338261;

    ∑D отб = 0,32759∙D + 128,68785.

    2. Расход пара в конденсаторы турбины

    Расход пара в конденсатор турбины можно определить путем вычитания расходов пара в отборы из расхода в голову турбины.

    D к =D-∑D отб = D - 0,32759∙D - 128,68785 = 0,67241∙D - 128,68785.

    По балансу потоков конденсата в системе регенерации находим

    D к * = D п. в   - (D 1 + D ПСВ -1 + D ЭП) =

    = 0,7698S∙D-116,99653-0,092485∙D+17,521739-28,86 - 0,005∙D;

    D к * = 0,67239∙D - 128,33479 .

    Значения D к и D к * близки друг к другу, что подтверждает правильность выполненных расчетов.

    Определим расход пара на турбину из уравнения

    D=d э ∙N э +∑y m ∙D m .

    Удельный расход пара на турбину

    Умножив удельный расход на мощность, получим расход пара на турбину: d э ∙N э = 3,982∙135∙10 3 =537570 кг/ч = 149,325 кг/с.

    Значение ∑y m ∙D m можно найти после определения коэффициента недовыработки:

    y 7 D VII = 0,0441∙D∙0,6612 = 0,029158∙D;

    y 6 D VI = 0,0413∙D∙0,52126 = 0,024006∙D;

    y 5 D V = 0,48943∙(0,662∙D + 80,575099) = 0,032605∙D + 39,435871;

    y 4 D IV = 0,3226∙(0,039319∙D + 2,0639586) = 0,012684∙D + 0,66583;

    y 3 D III =0,20903∙(0,027938∙D + 2,1922318) = 0,058398∙D + 0,45824;

    y 2 D II =0,12364∙(0,01583∙D+32,518302)= 0,0019572∙D + 4,0205628;

    y 1 D I = 0,07096∙(0,092485∙D + 11,338261) = 0,006527∙D + 0,80456;

    ∑y m ∙D m = 0,11281∙D + 45,385064.

    Таким образом,

    D = 149,325 + 45,385064 + 0,11281∙D;

    D = 194,71 / 0,88719 = 219,46827 кг/с.

    Найдем абсолютные расходы пара в отборы:

    D VII = 0,0441∙219,46827 = 9,678 кг/с;

    D VI = 0,0413∙219,46827 = 9,064 кг/с;

    D V = 0,06662∙219,46827 + 80,575099 = 95,196075 кг/с;

    D IV = 0,039319∙219,46827 + 2,0639586 = 10,693232 кг/с;

    D III = 0,027938∙219,46827 + 2,1922318 = 8,323763 кг/с;

    D II = 0,01583∙219,46827 + 32,518302 = 35,992485 кг/с;

    D I = 0,092485∙219,46827 + 11,338261 = 31,635784 кг/с.

    ∑D отб = 200,58331 кг/с.

    D к = 0,67241∙219,46827 - 128,68785 = 18,88481 кг/с;

    D =∑D отб + D к = 200,58331 + 18,88461 = 219,46812 кг/с.

    Проверим результаты по балансу мощностей:

    N VII = k∙D VII ∙H i 7 = 0,0009506∙9,678∙322,175 = 2,96398 МВт;

    N VI = k∙D VI ∙H i 6 = 0,0009506∙9,064∙398,175 = 3,4307007 МВт;

    N V = k∙D V ∙H i 5 = 0,0009506∙95,196075∙485,525 = 43,936803 МВт;

    N IV = k∙D IV ∙H i 4 = 0,0009506∙10,693232∙644,175 = 6,5480298 МВт;

    N III = k∙D III ∙H i 3 = 0,0009506∙8,3237363∙752,175 = 5,9516176 МВт;

    N II = k∙D II ∙H i 2 = 0,0009506∙35,992485∙833,375 = 28,513472 МВт;

    N I = k∙D I ∙H i 1 = 0,0009506∙31,635784∙883,475 = 26,568722 МВт.

    N k = k∙D k ∙H ik = 17,07145 МВт; ∑N m = 117,9134 МВт;

    N э =∑N m + N k = 134,9845 МВт.

    Невязка незначительна, N э =135 МВт.

    Проверка значения расхода пара в конденсатор

    Расход пара, определенный по балансу потоков конденсата в системе регенерации,

    D к * = 0,67239∙219,46812 - 128,68785 = 18,88032 кг/с;

    ΔD к = 18,88481 - 18,88032 = 0,00449 кг/с.

    Невязка, отнесенная к расходу пара на турбину,

    δD к = 0,00449/219,48827 = 0,00002∙100 = 0,002 %.

    Расходы пара на регенеративные подогреватели

    Подогреватель

    ПВД №7 D 7 = 0,0441∙219,46812 = 9,678544 кг/с;

    ПВД №6 D 6 = 0,0413∙219,46812 = 9,064033 кг/с;

    ПВД №5 D 5 = 0,0528∙219,46812 = 11,587917 кг/с.

    Деаэратор D д = 0,01383∙219,46812 + 0,70278 = 3,738024 кг/с;

    ПНД №4 D 4 =0,039319∙219,46812 +2,0639686=10,693226 кг/с;

    ПНД №3 D 3 =0,027938∙219,46812+2,1922318=8,3237321 кг/с;

    ПНД №2 D 2 =0,011911∙219,46812- 1,8657599 = 0,74832 кг/с;

    ПНД №1 D 1 =0,092485∙219,46812- 17,521739 = 0,74832 кг/с.

    Подсчитываем расходы теплоносителей по другим элементам тепловой схемы.

    Расход пара на деаэраторы

    D 1,2 = 0,0059323∙219,46812 + 13,61908 = 14,921 кг/с.

    Расход пара на подогреватели:

    Перед химочисткой станционной

    D ПХ-1 = 0,0019068∙219,46812 + 3,0541446 - 3,472626 кг/с;

    Перед химочисткой подпитки теплосети

    D ХО-1 = 9,2369 кг/с;

    Перед деаэратором Д-1,2

    D ХО-1 = 4,068 кг/с .

    Расход химводы, подаваемой в цикл станции,

    = 0,049042∙219,46812 + 70,55082 = 89,313976 кг/с.

    Расход исходной воды для станционной химочистки

    D д.в = 0,0434∙219,46812 + 69,514 = 79,038916 кг /с.

    Расход питательной воды, подаваемой в котлы ТЭЦ

    D п.в = 2∙1,03108∙219,46812 + 111,72 = 564,29836 кг/с.

    Расчет принципиальной тепловой схемы и технико-экономических показателей энергоустановки (энергоблок с турбиной ПТ-135/165-130/15)

    1. Введение

    Тепловая схема энергоблока

    Построение процесса расширения пара в H-S диаграмме

    Таблица параметров пара на турбину

    Расчет сетевой установки

    Определение расхода пара на турбину

    Составление теплового баланса

    Определение технико-экономических показателей работы энергоблока

    Выбор вспомогательного оборудования энергоблока

    Литература

    1. Введение

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

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

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

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

    Для расчета тепловых схем широко используются три метода:

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

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

    3. Расчет по заданному расходу пара в конденсатор.

    2. Тепловая схема энергоблока

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

    Схема отпуска теплоты с ТЭЦ:

    Технологический пар из промышленного отбора, с расходом D пр =320т/ч.

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

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

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

    1. Номинальная паропроизводительность, т/ч 420;

    2. Давление острого пара на выходе, МПа 13.2;

    3. Температура, 0 С: 561

    4. Перегретого пара 560;

    5. Питательной воды 230;

    6. Уходящих газов 150;

    7. Воздуха на выходе в воздухоподогреватель 60;

    8. Горячего воздуха 366;

    9. Тип топочного устройства - камерная топка с перережимом;

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

    11.Расчетный КПД брутто,%92.7;

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

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

    3. Построение процесса расширения пара в H-S диаграмме

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

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

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

    ∆p 0 =p 0 -p 0’ =(0.03...0.05)p 0,

    где p 0 и p 0’ - соответственно давление острого пара и пара на входе в сопла первой ступени ЧВД.

    Принимаем

    ∆p 0 =0.04p 0

    Потери давления в перепускных трубах из одного цилиндра турбины в другой

    ∆p пер =0.015p пер

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

    Начальные параметры пара p 0 =13 МПа, t 0 =550 0 C, i 0 =3471,4 кДж/кг S 0 =6,6087 кДж/кг* 0 K, V 0 =0,027 м 3 /кг.

    Учитывая потери давления от дросселирования острого пара в стопорных и регулирующих клапанах, давление пара на входе в турбину p 0’ =p 0 -Δp 0 и i 0’ =i 0 , что составляет p 0’ =12.48 МПа, остальные параметры: I 0’ =3471,4 кДж/кг, S 0’ =6,63 кДж/кг* 0 K, V 0’ =0.028 м 3 /кг.

    Пар адиабатно расширяется в ЧВД турбины до параметров p 3 =1.47 МПа, при этом теплоперепад составляет Δi 3’ =597,6 кДж/кг. Учитывая потери в турбине (значение внутреннего относительного КПД η 0i ЧВД принимается согласно рис.2.1. ,)

    0 *V 0 =750т/ч*0.027=20,25 м 3 /ч, 0’ /p 3 =12.48/1.47=8.49,

    где G 0 =750 т/ч - расход свежего пара,

    КПД составляет η 03 =0.88.

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

    Δi 03 = Δi 03’ *η 03 ,

    Δi 03 =597.6*0.88=525.89 кДж/кг

    Параметры пара:

    1. I 3 =2945.51 кДж/кг;

    2. S 3 =6.76 кДж/кг* 0 К;

    3. Т 3 =270 0 С;

    4. V 3 =0.163 м 3 /кг;

    При переходе из ЧВД в ЧСД имеются потери давления в перепускных трубах p 3’’ =p 3 -Δp пер. , где 3 ’’ - точка, соответствующая параметрам пара на входе в ЧСД. Таким образом:

    1. p 3’’ =0.985p 3 =0.985*1.47=1.448 МПа;

    2. I 3’’ = I 3 =2945.51 кДж/кг;

    S 3’’ =6.77 кДж/кг* 0 К;

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

    Определяем

    3’’ =G 0 -G пвд1 -G пвд2 -G пвд3 -G деаэратора -D пр;

    Где G 0 =750 т/ч - расход свежего пара; пвд1 =33.9 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД1 (приложение 2 ); пвд2 =29.8 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД2 (приложение 2 ); пвд3 =14.6 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД3 (приложение 2 ); деаэратора =33 т/ч регенеративный отбор пара в деаэратор (приложение 2 ); пр =160 т/ч - промышленный отбор пара (исх. данные); 3’’ =750-33.9-29.8-14.6-33-160=478.7 т/ч; 3’’ *V 3’’ =478.7*0.165=79.98*10 3 м 3 /ч;

    P 3’’ /p 6 ==18.1, тогда КПД составляет η 3’’6 =0.905.

    Таким образом сработанный теплоперепад пара составляет

    Δi 3’’6 =Δi 3’’6 *η 3’’6 ,

    Δi 3’’6 =533,2 *0.913=482.55 кДж/кг.

    Параметры пара:

    1. I 6 =2462.96 кДж/кг;

    2. S 6 =6.88 кДж/кг* 0 К;

    V 6 =2.09 м 3 /кг;

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

    6’’ =p 6 -Δp пер,

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

    Таким образом, p 6’’ =0.079 МПа, i 6’’ =i 6 , V 6’’ =2.12 м 3 /кг, S 6’’ =6.89 кДж/кг* 0 К;

    6’’ *V 6’’ =413*2.12=875.56*10 3 м 3 /ч, где 6’’ = G 0 -G пвд1 -G пвд2 -G пвд3 -G деаэратора -D пр -G пнд4 -G пнд5 -G пнд6 , где

    G пвд4 =30 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД4 (приложение 2 ); пвд5 =28 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД5 (приложение 2 ); пвд6 =7.7 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД6 (приложение 2 );

    Определяем отношение давлений: p 6’’/ p k ==26.33, тогда η 6’’k =0.871 (согласно рис.2.4). Таким образом, сработанный теплоперепад пара составляет:

    Δi 6’’k =0.871*458.9=399.7 кДж/кг.

    Параметры пара:

    1. I k =2063.26 кДж/кг;

    2. S k =6.96 кДж/кг* 0 К;

    V k =36.6 м 3 /кг;

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

    Давление в камерах нерегулируемых отборов турбины ПТ-135/165-130-15 принимается согласно заводским данным. Температура питательной воды после ПВД без охладителя перегрева пара принимается меньше температуры насыщения в подогревателе на 3-5 0 С. Для подогревателей низкого и среднего давления недогрев воды принимают равным 2-4 0 С.

    Температуры дренажей ПВД принимается выше температур воды на входе на 5-10 0 С, температуры дренажей ПНД равны температурам насыщения греющего пара.

    Все расчетные параметры пара и воды сведены в таблицу1.

    4. 4. Таблица параметров пара на турбину

    Наименование величины

    Элементы схемы

    Деаэратор

    Конденсатор

    Точка процесса в I-S диаграмме

    Давление отборного пара, МПа

    Температура отборного пара, 0С

    Энтальпия пара, кДж/кг

    Давление пара в подогревателе, МПа

    Температура насыщения, соответствующая данному давлению, 0С

    Энтальпия кипящей жидкости, соответствующая значениям температуры насыщения, кДж/кг

    Температура питательной воды или конденсата на выходе из подогревателей, кДж/кг

    Температура дренажа подогревателей, 0С

    Энтальпия дренажа подогревателей, 0С

    4. 5. Расчет сетевой установки

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

    Рис. 5.1 Принципиальная схема сетевой подогревательной установки

    Расход сетевой воды:

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

    Di с.в =i п -i 0 - разность энтальпий горячей воды, вернувшейся из теплосети и отдаваемой в сеть.

    Температурный график в расчетном режиме t 0 =48 0 C t п =150 0 C, соответствующие им энтальпии i 0 =200.89 кДж/кг, i п =632,2 кДж/кг. с.в =;

    от =Q от.мах *;

    где Di сп =i сп2 -i 0 - повышение энтальпии сетевой воды теплофикационной установки турбины; сп2 =259.5 кДж/кг - энтальпия сетевой воды на выходе из сетевого подогревателя верхней ступени; С р =4,19 кДж/кг* 0 С - теплоемкость воды. от =100* МВт;

    п.в.к = Q от.мах - Q от= 100-13.71=86.29 МВт;

    Температура сетевой воды после выхода из сетевого подогревателя верхней ступени:

    с2 =t 0 +

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


    Температура насыщения пара в верхнем и нижнем сетевых подогревателях:

    н.в =t c2 +dt сп =62.11+4=66,11 0 С н.н =t c1 +dt сп =55.05+4=59.05 0 C

    где dt сп =4 0 С - температурный недогрев сетевых подогревателей.

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

    т.в =1,08*p н.в =1,08*0,026=0,028 МПа; т.н =1,08* p н.н =1,08*0,019=0,02052 МПа

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

    Расход пара на сетевой подогреватель нижней ступени

    ;

    где Di сп1 =i сп1 -i 0 - повышение энтальпии сетевой воды в сетевом подогревателе нижней ступени; i сп1 =229,8 кДж/кг - энтальпия сетевой воды на выходе из сетевого подогревателя нижней ступени; i 7 =2325.45 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД7; h то =0.98 - КПД теплообменников.

    Расход пара на сетевой подогреватель верхней ступени:

    ;

    где i 6 =2508.486 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД6

    сп1 =G с.в. *(i сп1 -i 0)=231.85*(229.8-200.89)=0.67*10 4 кВт сп2 =G с.в. *(i сп2 -i сп1)= 231.85*(259,5-229,8)=0.69*10 4 кВт

    Расчет сепараторов непрерывной продувки .

    Производительность парогенератора

    бр.пг =D m +D к.о.с.н,

    где D к.о.с.н = a к.о.с.н *D m - расход пара на собственные нужды котельного отделения, a к.о.с.н =1,2% коэффициент пара на собственные нужды, D m - расход пара на турбину (пункт 6).

    Таким образом бр.пг =156,84+0,012*156,84=158,72 кг/с.

    Расход питательной воды составляет:

    п.в = D бр.пг *(1+a пр),

    где a пр =0,015 - коэффициент продувки парогенератора п.в =158,72*(1+0,015)=161,1 кг/с.

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

    Расход продувочной воды:

    пр =a пр * D бр.пг =0,015*158,72=2,381 кг/с.

    Выпар из первой ступени сепаратора:

    ;

    где i пр =1560 кДж/кг - энтальпия воды в барабане парогенератора при давлении p б =13.72 МПа; сеп1 =666 кДж/кг - энтальпия продувочной воды, сливаемой из первой ступени сепаратора r1=2090 кДж/кг - теплота парообразования при давлении в деаэраторе p д =0,588 МПа.

    Выпар из второй ступени сепаратора:

    ,

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

    ’’ пр = G пр -(D сеп1 +D сеп2)=2.381-(1.02+0.139)=1.222 кг/с.

    Расход химически очищенной воды, подаваемой в конденсатор (t х.о.в =30 0 С)

    х.о.в =Gдоб

    Gдоб= G’’ пр + G ут +D к.о.с.н,

    где G ут =a ут *D m - величина внутристационарных потерь конденсата. Внутристационарные потери пара и конденсата не должны превышать при номинальной нагрузке 1,6% на ТЭЦ с производственно-отопительной нагрузкой a ут =0.013. х.о.в =1,222+0,013*156,84+0,012*156,84=5,143 кг/с.

    Энтальпия химически очищенной воды после охладителя непрерывной продувки.

    ,

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

    Расчет регенеративной схемы.

    Расход пара на ПВД1:

    ;

    где i 1 =3159.26 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПВД1; i п2 =897,8 кДж/кг - энтальпия питательной воды на выходе из ПВД2 (на входе в ПВД1); i др1 =953,0 кДж/кг - энтальпия дренажа ПВД1; i пв =999,7 кДж/кг энтальпия питательной воды, при температуре питательной воды t пв =232 0 C.

    Расход пара на ПВД2:

    ;

    где i др2 =852,4 кДж/кг - энтальпия дренажа ПВД2; i 2 =3067.08 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПВД2; i п3 =794,2 кДж/кг энтальпия питательной воды на выходе из ПВД3.

    Повышение энтальпии питательной воды питательным насосом:

    ;

    где Dp пв =p н -p Деаэратора.

    Принимаем давление питательной воды после питательного насоса p н =1,15 p пг, p н =15,789 МПа

    По таблице свойств воды и водяного пара , учитывая, что температура в деаэраторе t д =165 0 С

    н.ср =(p н +p Деаэратора)/2,

    где p Деаэратора =0,69 МПа - давление в деаэраторе н.ср =(15,789+0,69)/2=8,239 МПа,

    находим Dp пв =15,789-0,69=15,099 МПа;

    Таким образом, энтальпия пара на входе в ПВД3

    ’ д = i п.Деаэратора +Di пв =697.3+20.83=718.13 кДж/кг

    где i др3 =749,4 кДж/кг - энтальпия дренажа в ПВД3. В ПВД3 пар поступает из уплотнений в количестве D упл =1,33 кг/с с энтальпией i упл =3280 кДж/кг.

    6. Определение расхода пара на турбину

    энергоблок пар турбина деаэратор
    Определение предварительного расхода пара на турбину.

    Коэффициент недоиспользования мощности промышленного отбора:

    ;

    где H i =i 0’ -i k , h пр =i 0’ -i 3 - использованные теплоперепады потока пара. i =3471.4-2063.26 =1408.14 кДж/кг. пр =3471.4-2945.51 =525.89 кДж/кг.

    Коэффициенты недоиспользования мощности отопительных отборов:

    ;

    где h от1 =i 0’ -i 7 (i 7= 2325.45 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД7 и СП1), h от2 =i 0’ -i 6 (i 6= 2508,486 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД6 и СП2), тогда: от1 =3471.4-2325,45=1145,95 кДж/кг от2 =3471.4-2508,486=962,914 кДж/кг

    Оцениваем расход пара на турбину:

    рег =1.19 - коэффициент регенерации, учитывающий увеличение расхода пара на турбину из-за влияния регенеративных отборов; э =140 МВт - электрическая мощность турбины; h эм =0.98 - электромеханический КПД генератора.

    7. Составление теплового баланса

    Материальный баланс деаэратора:

    1 +D 2 +D 3 +D упл +D сеп1 +D д +D к.д =G п.в +G ут

    Тепловой баланс деаэратора:

    *h то +D кд *i п4 =(G п.в +G ут)*

    *i п.Деаэратора;

    где i’’ сеп1 =2775 кДж/кг - энтальпия сухого насыщенного пара в сепараторе первой ступени, энтальпия отборного пара в деаэратор i деаэратора =i 3

    6+7,34+0,21+1,33+1,02+D д +D кд =161,1+2,04 д +D кд =145,64

    (D д *2945,51+(7,6+7,34+0,21+1,33)*749,4+1,02*2775)*0,98+ D кд *614,9 = 113757,522 д *2886,6+D кд *614,9=98880,52

    Решая систему, состоящей из уравнений теплового и материального баланса:

    д +D кд =145,64 д *2886,6+D кд *614,9=98880,52

    Получим: кд =141,54 кг/с - расход питательной воды и конденсата; д =4,1 кг/с - расход отборного пара на деаэратор;

    Расход пара на ПНД4:

    ;

    где i 4 =2777.97 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД4; i др4 =627,8 кДж/кг - энтальпия дренажа ПНД4, оцениваем энтальпию конденсата на входе в ПНД4 значением i c4 =510 кДж/кг

    Расход пара на ПНД5:

    ;

    где i 5 =2660.65 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД5; i др5 =525,0 кДж/кг - энтальпия дренажа ПНД5; i п5 =512,2 кДж/кг - энтальпия конденсата на выходе ПНД5; оцениваем энтальпию конденсата на входе ПНД5 значением i c5 =390 кДж/кг.

    05838*D 5 =7,853 5 =7.42 кг/с.

    Расход конденсата через ПНД5:

    ’ кд =D кд -D 4 -D 5 =141.54-7.05-7.42=127.07 кг/с;

    Проверка принятого значения i c4:

    Оценка расхода пара в конденсатор:

    D k =D m -(D 1 +D 2 +D 3 +D упл +D д +D пр +D 4 +D 5 +D сп1 +D 6 +D сп2 +D 7 +D ку +D сп +D эж +D с.эж)

    Где D ку =0,01106 кг/с - количество пара, поступающего из концевых уплотнений турбины в конденсатор; D сп =1,795 кг/с - количество пара, поступающего в сальниковый подогреватель из уплотнений турбины; - количество пара, поступающего на основной D эж =1,795 кг/с сальниковый - D с.эж =0,654 кг/с. к =156,84-(7,6+7,34+0,21+1,33+4,1+44,4444+ 7,05+7,42+3,01+D 6 +6,21+ D 7 +0,01106+1,795+1,795+0,654) к =63,87-(D 6 +D 7) - этот поток пара определяет конденсатную мощность турбины.

    Количество конденсата, проходящего через ПНД:

    ’ к =D к +D 7 +D кд +G доб +D сп +D эж +D с.эж

    D’ к =63,87-D 6 -D 7 +D 7 +D ку +G доб +D сп +D эж +D с.эж =63,87+0,01106+5,143+ 1,795+1,795+0,654-D 6 .’ к =73,27-D 6 кг/с.

    Расход пара на ПНД7:

    Уравнение теплового баланса ПНД6:

    *h то =(D’ k +D сп1)*(i п6 -i c6);

    где i п6 =368,53 кДж/кг - энтальпия конденсата на выходе ПНД6; i’’ сеп2 =2687 кДж/кг - энтальпия сухого насыщенного пара в сепараторе второй ступени; оцениваем энтальпию конденсата на входе ПНД6 i c6 =240 кДж/кг.

    *0.98=(73,27-D 6 +3,01)* (368.53-240);

    07*D 6 =9488.45; 6 =4,35 кг/с;

    Подставляя D 6 в ранее полученные выражения, получаем:’ k =68,92 кг/с; 7 =3,54 кг/с; к =55,98 кг/с;

    Уточнение ранее принятого значения i c5 .

    где i вк =419,06 кДж/кг - энтальпия возвращенного технологического пара, полагаем, что конденсат пара возвращается на ТЭЦ полностью; i др6 =381,15 кДж/кг - энтальпия дренажа ПНД6. D’’ k =D’ k (ПНД5).

    Что практически совпадает с ранее принятым значением.

    Уточнение ранее принятого значения i c6 .

    что практически совпадает с ранее принятым значением.

    Проверка баланса пара в турбине.

    D 1 +D 2 +D 3 +D упл +D д +D пр +D 4 +D 5 +D сп1 +D 6 +D сп2 +D 7 +D ку +D сп +D эж +D k

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

    Почти полное совпадение.

    Проверка материального баланса деаэратора:

    пв +G ут =D кд +D сеп1 +D упл +D д +D 1 +D 2 +D 3

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

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

    Внутренняя мощность турбины:

    i =SD i *Di i ; т.е. i =D1*(i’ 0 -i 1)+D 2 *(i’ 0 -i 2)+(D 1 +D пр +D д)*(i’ 0 -i 3)+D 4 *(i’ 0 -i 4)+D 5 *(i’ 0 -i 5)+ (D 6 +Dсп2)*(i’ 0 -i 6)+(D 7 +D сп1)*(i’ 0 -i 7)+D k *(i’ 0 -i k)=1.427*10 5 ;

    Электрическая мощность турбогенератора:

    ’ э =N i *h э =1,427*10 5 *0,98=1,398*10 5 =139,8 МВт;

    Небаланс мощности:

    DN э =N э -N’ э *10 -3 =140-139,8=0,2.

    Уточнение расхода пара на турбину:

    Тогда уточненный расход пара

    D’ m =D m +DD m =156.84+0,172=157.012 кг/с.

    Уточнение коэффициента регенерации:


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

    8. Определение технико-экономических показателей работы энергоблока

    Общий расход теплоты на турбоустановку:

    т.у =*10 -3

    Где G т.у =G 0 +D упл - расход пара турбогенераторной установки, включая расход на турбину и уплотнения. G т.у =208.33 кг/с+1,33 кг/с=209,663 кг/с i сп1 =2325,45 кДж/кг и i сп2 =2508,486 кДж/кг - энтальпии отборного пара в нижнюю и верхнюю ступень сетевых подогревателей соответственно i х.о.в. =125,66 кДж/кг; i пв =999,7 кДж/кг т.у =*10 -3 =512,29 кДж/кг.

    Расход теплоты на производство электрической энергии:

    э =Q т.у -Q от.мах -Q пр;

    где Q пр =50 МВт- теплота, отпущенная с паром производственного отбора, учитывая, что конденсат пара полностью возвращается на ТЭЦ. от.мах =100 МВт; э =512,29-100-50=362,29 МВт;

    КПД брутто теплофикационной установки по производству электроэнергии


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

    h н.т.у.э. =h бр.т.у.э. *(1-b сп),

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

    h н.т.у.э. =0,386*(1-0,03)=0,374

    КПД брутто энергоблока по производству электроэнергии:

    h бр.бл.э. =h бр.т.у.э *h тп. *h ка. ,

    где h тп. - КПД теплового потока h тп. =0,985

    h ка =0,927 - расчетный КПД брутто котлоагрегата

    h бр.бл.э. =0,386*0,985*0,927=0,352

    КПД нетто энергоблока по производству электроэнергии

    h н.бл.э. =h н.т.у.э. *h тп *h ка =0,374*0,985*0,927=0,341

    Удельный расход условного топлива на электроэнергию, отпущенную от энергоблока:

    КПД брутто энергоблока по производству теплоты:

    h бр.бл.т. =h п. *h тп *h ка,

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

    h бр.бл.т. =0,927*0,985*0,985=0,899

    Удельный расход условного топлива энергоблоком для производства теплоты внешним потребителям:

    Расчетный напор питательного насоса должен превышать давление пара перед турбиной p 0 на величину гидравлических потерь в тракте и гидравлического напора, обусловленного разностью уровней в барабане котла и оси насоса. Приближенно можно считать:

    п.н. =1,35*(р 0)=1,35*13=17,55 МПа.

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

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

    1. Производительность: 580 м 3 ;

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

    Скорость вращения: 2985 об/мин;

    Номинальная мощность электродвигателя: 5000 кВт.

    2. Конденсатные насосы.

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

    к.н. =D к *1,15, G к.н. = 55,98*1,15=64,377 кг/с.

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

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

    1. Подача - 0,0898 м 3 /с;

    2. Напор - 160 м;

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

    Частота вращения - 25 с -1 ;

    Мощность - 168 кВт;

    Температура конденсата - 134 0 С.

    3. Деаэраторы повышенного давления.

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

    1. Производительность - 800 т/ч;

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

    Температура - 165 0 С;

    Наружный диаметр - 2432 мм;

    Высота - 4000 мм;

    Масса - 8200 кг;

    Охладители выпара:

    1. Поверхность охлаждения - 18 м 2 ;

    2. Диаметр корпуса - 900 мм;

    3. Длина или высота - 3100 мм.

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

    Согласно приложению 9 , выбираем деаэрационные баки, с параметрами:

    · Емкость, м 3 120 (для одной колонки ДСП-800);

    · Рабочее давление, МПа 0.6;

    · Наружный диаметр, мм. 3440;

    · Длина, мм. 17625;

    · Масса, кг 30515.

    4. Сетевые подогреватели.

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

    ; и ;

    где к=3,5 кВт/м 2 - коэффициент теплопередачи в сетевых подогревателях, для усредненного режима работы:

    ;

    функция, описывающая среднюю логарифмическую разность температур

    Dt сп 1 =t c1 -t 0 , Dt сп 2 =t c2 -t 0

    ; ;

    ;.

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

    · Поверхность нагрева - 315 м 2 ;

    · Расход воды (пара) - 750 (69) т/ч;

    · Число ходов воды - 2;

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

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

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

    10. Выводы

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

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

    Определение предварительного расхода пара на турбину.

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

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

    Определение показателей тепловой экономичности. Полученные значения являются приемлемыми.

    11. Литература

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

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

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

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

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

    1 Область применения
    2 Нормативные ссылки
    3 Термины, определения, обозначения и сокращения
    4 Общие положения
    5 Общие технические сведения
    6 Общие технические требования
    7 Требования к составным частям
    7.1 Составные части цилиндра ВД (карты 1, 3 - 5, 7 - 9, 11, 12, 14)
    7.2 Составные части цилиндра НД (карты 2, 4 - 8, 10, 14)
    7.3 Роторы ВД, НД (карта 15)
    7.4 Передний подшипник (карты 16, 17, 22, 24)
    7.5 Средний подшипник (карты 16 - 24)
    7.6 Подшипники 4 - 5 (карты 16, 17, 22, 24)
    7.7 Валоповоротное устройство (карта 25)
    7.8 Цилиндр ВД (карта 26)
    7.9 Цилиндр НД (карта 26)
    7.10 Насосная группа (карта 27)
    7.11 Привод тахометра (карта28)
    7.12 Блок золотников автомата безопасности (карты 29, 30 - 34)
    7.13 Блок золотников автомата безопасности (карты 29, 30 - 34)
    7.14 Регулятор скорости (карты 30 - 32, 34 - 36)
    7.15 Регулятор давления ПО и нижнего ТО (карты 30 - 32, 34 - 36)
    7.16 Переключатель (карты 30, 36)
    7.17 Выключатель РД (карты 30, 36)
    7.18 Блок регулирования (карты 30 - 32, 34 - 36)
    7.19 Промежуточный золотник управления (карты 30 - 32, 34 - 36)
    7.20 Автомат безопасности (карта 37)
    7.21 Автозатвор стопорного клапана (карты 30, 32, 33, 38, 39)
    7.22 Автозатвор защитного клапана (карты 30, 32, 33, 38, 39)
    7.23 Сервомотор ЧВД (карты 30, 32, 33, 38, 39)
    7.24 Сервомотор ЧСД (карты 30, 32, 33, 38, 39)
    7.25 Сервомотор ПО с регулятором давления (карты 30, 32, 33, 38, 39)
    7.26 Сервомотор ПО (карты 30, 32, 33, 38, 39)
    7.27 Сервомотор ЧНД (карты 30, 32, 33, 38, 39)
    7.28 Сервомотор ЧНД (карты 30, 32, 33, 38, 39)
    7.29 Рычаги сервомоторов ПО, ЧНД и поворотных диафрагм 21, 23 ст (карта 40)
    7.30 Кулачково-распределительное устройство ЧВД, ЧСД (карта 41)
    7.31 Колонки и рычаги регулирующих клапанов ЧВД, ЧСД (карта 42)
    7.32 Клапан стопорный (карты 43 - 47)
    7.33 Клапан защитный (карты 43 - 47)
    7.34 Клапаны регулирующие ЧВД (карты 43 - 45, 47)
    7.35 Клапаны регулирующие ЧСД (карты 43 - 45, 47)
    8 Требования к сборке и к отремонтированному изделию
    9 Испытания и показатели качества отремонтированной турбины
    10 Требования к обеспечению безопасности
    11 Оценка соответствия
    Приложение А (обязательное). Допустимые замены материалов
    Приложение Б (обязательное). Нормы зазоров и натягов
    Приложение В (рекомендуемое). Перечень средств измерений, упомянутых в стандарте
    Приложение Г (обязательное). Замена бандажей без разлопачивания ступени турбины
    Приложение Д (обязательное). Обследование эрозионного износа рабочих лопаток 23 (26), 24 (27), 25 (28) ступеней турбин Т-175/210-130, Т-185/220-130-2, ПТ-135/165-130, ПТ-140/165-130-2
    Приложение Е (обязательное). Контроль травлением металла лопаток из хромистых сталей паровых турбин
    Приложение Ж (обязательное). Герметизация и заполнение инертным газом центральных полостей роторов высокого и среднего давления турбин
    Приложение И (обязательное). Замер уклонов корпусов подшипников (кручение ригелей)
    Приложение К (обязательное). О первоочередных мерах по обеспечению надежной работы роторов среднего и низкого давления паровых турбин без промперегрева производства ЗАО "УТЗ"
    Приложение Л (обязательное). О мерах повышения надежности роторов НД турбин ПТ-135/165-130, ПТ-140/165-130-2 и ПТ-140/165-130-3
    Библиография

    ПАРОТУРБИННАЯ УСТАНОВКА ПТ-135/165-130/15

    МОЩНОСТЬЮ 135 МВт

    Конденсационная паровая турбина с производ­ственным и двумя теплофикационными регулируе­мыми отборами пара ПТ-135/165-130-15 (рис. 1) предназначена для привода электрического генера­тора ТВВ-165-2 с частотой вращения ротора 3000 об/мин и отпуска пара для нужд производства и отопления.

    Турбина имеет номинальную электрическую мощность 135 МВт, номинальный производствен­ный отбор 320 т/ч и номинальный отопительный отбор (суммарно по двум отборам) 110 Гкал/ч при следующих номинальных параметрах:

    Номинальная суммарная тепловая нагрузка отопительных отборов, равная 110 Гкал/ч, обеспе­чивается при номинальных параметрах свежего па­ра, номинальном расходе охлаждающей воды через конденсатор с ее расчетной температурой на вхо­де, полностью включенной регенерации, количест­ве питательной воды, подогреваемой в ПВД, рав­ном 100%-ному расходу пара на турбину.

    Максимальная электрическая мощность турби­ны равна 165 МВт и обеспечивается при номиналь­ных параметрах свежего пара, полностью включен­ной регенерации, выключенных отопительных от­борах пара, при наличии производственного отбо­ра в количестве 220-250 т/ч, расходе охлаждаю­щей воды, равном 12 400 м 3 /ч, при ее расчетной тем­пературе на входе в конденсатор 20° С.

    Максимальная суммарная тепловая нагрузка отопительных отборов с учетом подогрева подпиточной воды в конденсаторе равна 140 Гкал/ч.

    Максимальная нагрузка производственного от­бора составляет 390 т/ч.

    Турбина имеет три регулируемых отбора пара: один производственный и два отопительных- верхний и нижний.

    Отборы

    Потребитель пара

    Параметры пара в камере отбора

    Количество отбираемого пара, т/ч

    Давление, МПа (кгс/см 2) абс

    Температура, °С

    ПВД № 7

    ПВД № 6

    ПВД № 5

    Деаэратор

    ПНД № 4

    ПНД № 3

    ПНД № 2

    ПНД № 1

    Отопительные отборы имеют следующие преде­лы регулирования давления: верхний 0,088- 0,245 МПа (0,9-2,5 кгс/см 2) абс.; нижний 0,0392- 0,118 МПа (0,4-1,2 кгс/см 2) абс.

    Регулируемое давление в производственном от­боре может задаваться в пределах 1,18-2,07 МПа (12-21 кгс/см 2) абс.

    Турбина имеет семь нерегулируемых отборов, предназначенных для подогрева питательной воды до 232° С. Данные по регенеративным отборам при­ведены в таблице.

    Эти данные соответствуют режиму работы тур­бины при номинальных параметрах свежего пара, температуре

    * Пар из уплотнений . охлаждающей воды 20° С, количестве пара, отбираемого из производственного отбора при давлении 1,47 МПа (15 кгс/см 2) абс., 320 т/ч, давлении в регулируемом верхнем отопительном отборе 0,078 МПа (0,8 кгс/см 2) абс., температуре обратной сетевой воды 30° С, номинальном количе­стве тепла, отданном потребителю, равном110 Гкал/ч, и номинальном расходе пара на тур­бину.

    Предусмотрена возможность работы турбоустановки с пропуском подпиточной воды через встро­енный пучок конденсатора.

    Допускается длительная работа турбины с но­минальной мощностью при следующих значениях основных параметров: давление свежего пара от 12,2 до 13,2 МПа (125-135 кгс/см 2) абс.; температура свежего пара от 545 до 560° С; температура охлаждающей воды на входе в конденсатор до 33° С.

    Не допускается работа турбины: при давлениях в камере производственного от­бора более 2,08 МПа (21 кгс/см 2) абс., в камере верхнего отопительного отбора более 0,245 МПа (2,5 кгс/см 2) абс. и в камере нижнего отопитель­ного отбора более 0,196 МПа (2 кгс/см 2) абс.; при включенных регуляторах давления и давле­нии в камере производственного отбора менее 1,18 МПа (12 кгс/см 2) абс., в камере верхнего ото­пительного отбора менее 0,058 МПа (0,6 кгс/см 2) абс., в камере нижнего отопительного отбора ме­нее 0,039 МПа (0,4 кгс/см 2) абс.; на выхлоп в атмосферу; по временной незаконченнойсхеме установки.

    Лопаточный аппарат турбины рассчитан и на­строен на работу при частоте в сети 50 Гц, что со­ответствует частоте вращения ротора турбоагрега­та 3000 об/мин. Допускается длительная работа турбины при отклонениях частоты в сети в преде­лах 49-50,5 Гц. В аварийных ситуациях допус­кается кратковременная работа турбины с часто­той сети менее 49 Гц, но не менее 48,5 Гц в тече­ние времени, указанного в технических условиях.

    Конструкция турбины. Турбина ПТ-135/165-130/ /15 представляет собой одновальный двухцилиндро­вый агрегат, состоящий из ЦВД и ЦНД.

    Свежий пар подается к двум стопорным клапа­нам, откуда по четырем перепускным трубам (по две от каждого клапана) поступает к регулирую­щим клапанам ЦВД. Клапаны расположены в па­ровых коробках, приваренных к корпусу цилинд­ра. Из ЦВД пар направляется в производственный отбор и к регулирующим клапанам ЦНД, располо­женным в паровых коробках, которые приварены к паровпускной части ЦНД. По выходе из последней ступени ЦНД отработанный пар поступает т кон­денсатор.

    ЦВД выполнен двухстенным, противоточным. В левом потоке, направленном в сторону перед­него подшипника, расположены одновенечная ре­гулирующая ступень и шесть ступеней давления, в правом потоке расположено шесть ступеней дав­ления.

    ЦНД включает в себя три части: ЧСД, имею­щую одновенечную регулирующую ступень и шесть ступеней давления; промежуточный отсек, имею­щий одновенечную регулирующую ступень и сту­пень давления, и ЧНД, имеющую одновенечную ре­гулирующую ступень и две ступени давления. Все ступени ЦНД-правого вращения. Все диски ро­тора высокого давления откованы заодно с валом.

    Шесть дисков ротора низкого давления цельноко­ваные, а шесть дисков насадные.

    Роторы ЦВД и ЦНД, ЦНД и генератора соеди­няются между собой посредством жестких муфт. Критические частоты вращения валопровода тур­бины, соединенного жесткой муфтой с генерато­ром ТВВ-165-2, приведены ниже.

    Фикспункт турбины расположен на передних опорах выхлопного патрубка турбины. Расширение агрегата происходит в сторону переднего подшип­ника.

    Для уменьшения протечек пара в турбине при­менены бесконтактные лабиринтовые уплотнения.

    Турбина снабжена валоповоротным устройст­вом, вращающим валопровод

    турбоагрегата с ча­стотой 4 об/мин.

    Система автоматического регулирования и за­щиты. Система автоматического регулирования вы­полнена заодно и статически автономно с гидрав­лическими передаточными связями. При мгновен­ном сбросе электрической нагрузки с генератора система регулирования турбины ограничивает воз­растание частоты вращения ротора ниже уровня на­стройки автомата безопасности.

    Регулятор гидродинамического типа предназна­чен для поддержания частоты вращения ротора турбины с неравномерностью 4,5±0,5%. Регулятор частоты вращения состоит из отдельного центро­бежного насоса (импеллера), насаженного на вал турбины, и собственно регулятора частоты враще­ния мембранно-ленточного типа, воспринимающего давление насоса.

    Турбина снабжена тремя регуляторами давле­ния: одним для производственного отбора и двумя для отопительных отборов. Регуляторы давления автоматически поддерживают давление пара в камерах отборов на установленном уровне.

    Регулирование допускает возможность работы турбины по тепловому графику (с минимальным количеством пара, поступающим в конденсатор).

    Для предотвращения поступления пара в тур­бину при несвоевременном закрытии или неплотно­сти регулирующих клапанов предусмотрены два стопорных клапана ЧВД, снабженных автомати­ческими затворами.

    Для защиты турбины от недопустимого возра­стания частоты вращения в случае неисправности системы регулирования служит автомат безопас­ности.

    Конденсационное устройство включает в себя конденсаторную группу, воздухоудаляющее уст­ройство, установку для очистки конденсаторных труб, конденсатные и циркуляционные насосы, эжектор циркуляционной системы, водяные фильт­ры, трубопроводы с необходимой арматурой.

    Конденсаторная группа состоит из одного кон­денсатора со встроенным пучком общей поверхно­стью 6000 м 2 и предназначена для конденсации поступающего в него пара, создания разрежения в выхлопном патрубке турбины и сохранения конден­сата, а также для использования тепла пара, по­ступающего в конденсатор, на режимах работы по тепловому графику- для подогрева подпиточной воды во встроенном пучке.

    Каждый трубный пучок конденсатора имеет свою входную и поворотную водяные камеры с от­дельным подводом и отводом охлаждающей воды, что позволяет производить отключение и чистку ос­новных или встроенных пучков без останова турби­ны. Для компенсации тепловых расширений кон­денсатор устанавливается на четырех пружинных опорах.

    Три конденсатных насоса, один из которых яв­ляется резервным, откачивают конденсат из конденсатосборника конденсатора и подают его в деаэратор через охладители эжекторов, сальнико­вый подогреватель и ПНД.

    Регенеративная установка предназначена для подогрева питательной воды паром, отбираемым из промежуточных ступеней турбины, и состоит из че­тырех ПНД, деаэратора и трех ПВД.

    Принципиальная тепловая схема турбоустановки приведена на рис. 2.

    ПНД № 1, 2, 3 и 4 предназначены для последо­вательного.подогрева основного конденсата перед подачей его в деаэратор. Каждый ПНД представля­ет собой поверхностный пароводяной теплообменный аппарат вертикального типа.

    Каждый ПВД представляет собой поверхност­ный пароводяной теплообменный аппарат верти­кального типа со встроенным пароохладителем и охладителем дренажа. Все ПВД рассчитаны по во­де на работу при полном давлении питательных насосов.

    Читайте также