Проектирование промышленных теплоэнергетических систем

Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные

Система теплоснабжения открытая; температурный график 150/70; отношение тепловой нагрузки Q_гв к суммарной нагрузке составляет . Параметры пара перед турбинами на ТЭЦ и КЭС принять одинаковыми: Р₀ = 13 МПа, t₀ = 565єС, t_пв = 230єС, Р_к = 0,005 МПа, температура охлаждающей воды в конденсаторе t_КЭС = 10є С, t_ТЭС = 20є С. Остальные данные приведены в табл.1.

Таблица 1 - Исходные данные для разработки схемы отпуска теплоты

№	Город, где расположена ТЭС	Расчётная тепловая нагрузка ТЭС , МВт	Число часов использования эл. мощности теплофикационных турбин , ч	Удельный отпуск теплоты внешним потребителям
1	Казань	750	6800	1,75

теплота отопление водоснабжение подогреватель

1. Разработка и расчёт схемы отпуска теплоты

По [3] для г. Казань определяем расчётную температуру наружного воздуха t_нр = -32 єС, начало и конец отопительного сезона соответствуют t_н = +8 єС, длительность отопительного периода составляет 240 суток.

Рассчитываем относительную отопительную и вентиляционную нагрузки для

t_н = +8 єС

, (1)

где t_вр - расчётная температура воздуха внутри помещений, принимаемая по [4].

Рассчитываем отопительно-вентиляционную нагрузку для t_н = +8єС

(2)

Рассчитываем тепловую нагрузку горячего водоснабжения для зимнего и летнего периода.

(3)

В тёплый период года несколько снижается расход теплоты на горячее водоснабжение за счёт увеличения температуры холодной воды, а также снижения потребления горячей воды в этот период по сравнению с отопительным периодом, что учитывается коэффициентом в = 0,8 [5].

, (4)

где - температура холодной воды летом, °С, если неизвестна, принимается равной 15°С [5];

- температура холодной воды зимой, °С; при отсутствии данных принимаем равной 5°С [5].

5 Строим годовой график расхода теплоты на отопление, вентиляцию и горячее водоснабжение.

Поскольку системы централизованного теплоснабжения имеют разнообразную тепловую нагрузку, причём одни из них являются сезонными, а другие - круглосуточными, то необходимо иметь годовой график суммарной нагрузки.

Построение годового графика расхода теплоты (рисунок 1) производится по суммарному расходу теплоты потребителями в зависимости от температуры наружного воздуха и данных о длительности периодов с различными температурами в расчетном городе, от которых зависит длительность работы системы теплоснабжения с различными нагрузками и которые определяются из [3].

Таблица 3.1 - Число часов за отопительный период со среднесуточной температурой наружного воздуха

t, єС	-40	-35	-30	-25	-20	-15	-10	-5	0	+8
n, час	6	64	195	485	950	1660	2480	3310	4250	5280

Принимаем удельные расходы топлива на ТЭЦ и КЭС следующими

г/(кВт•ч);

г/(кВт•ч);

г/(кВт•ч).

Рассчитываем условную температуру насыщения пара в теплофикационном отборе по формуле, єС

,(6)

где t_кт - температура питательной воды до регенеративного подогрева, °С; при Р_к = 0,005 МПа по [6]: t_кт = 32,9єС;

t_пв - температура питательной воды после регенеративного подогрева; зависит от параметров пара перед турбиной (t_пв = 230єС, задана);

n - число ступеней регенеративного подогрева (n = 8);

Дt - недогрев питательной воды до температуры насыщения греющего пара в регенеративных подогревателях (Дt = 5…8єС).

єС.

Рассчитываем оптимальное время работы системы с оптимальным теплофикационным отбором по уравнению

,(7)

где ц = 1 - коэффициент (значение принимаем);

= 6000 ч - число часов использования электрической мощности теплофикационных турбин (задано);

= 1,75 - удельный отпуск теплоты внешним потребителям (задано);

- удельная комбинированная выработка электроэнергии на внешнем и внутреннем теплопотреблении; может быть рассчитана по уравнению

,(8)

где - средняя температура подвода теплоты в цикле, К; определяется по Р₀ = 13 МПа и t₀ = 565єС с использованием таблицы 2[1];

- внутренний относительный КПД турбины (таблица 2[1]);

Т_т - средняя температура насыщения пара в условном теплофикационном отборе, К; рассчитывается по уравнению

,(9)

где, ф_о2, - соответственно температуры сетевой воды на входе в основной подогреватель и на выходе из него, єС;

Дt_н = 5,0єС - температура недогрева воды до температуры насыщения пара, єС;

n = 2 - число ступеней подогрева сетевой воды.

Для определения температуры сетевой воды на выходе из подогревателя необходимо предварительно задаться оптимальным коэффициентом теплофикации . Как показывают проведённые исследования, при работе КЭС, ТЭЦ и котельных на органическом топливе примерно одинаковой стоимости и при современных типоразмерах теплофикационных турбин оптимальное значение б_т при первой формулировке задачи лежит обычно в пределах 0,35ч0,7. Верхний предел относится к одинаковым начальным параметрам ТЭЦ и КЭС [2]. Принимаем = 0,55.

Предварительно находим температуру сетевой воды на выходе из подогревателя

єС.(10)

Итак

єС;

;

ч.

Из годового графика (рисунок 1) определяем для ф_m определяем

МВт.

Рассчитываем коэффициент теплофикации :

.(11)

Полученный коэффициент теплофикации отличается от ранее принятого всего на 3,7 %, поэтому его расчёт считаем законченным и ранее сосчитанные величины в уточнении не нуждаются.

Рассчитываем минимальную электрическую мощность ТЭЦ на базе комбинированной выработки электроэнергии:

МВт,(12)

где, ш_к - коэффициент выработки мощности за счёт вентиляционного пропуска пара в конденсатор, величину ш_к принимаем равной 1,05.

По значениям = 400 МВт и = 195 МВт, руководствуясь ГОСТ 3618-82 Турбины паровые стационарные [7], выбираем тип и количество теплофикационных турбин. Принимаем к установке две турбины Т-100/120-130-3 с номинальным теплофикационным отбором 204 МВт.

Для данной турбины разрабатываем схему приготовления горячей воды в системе теплоснабжения. Схема представлена на рисунке 2.

Рисунок 2 - Схема подготовки воды в системе теплофикации.

Рассчитываем расход подпиточной воды тепловой сети. Так как присоединение системы горячего водоснабжения осуществляется по открытой схеме, расчёт подпиточной воды определяется по выражению

,(13)

где G_ym - утечка воды из тепловой сети, кг/с;

G_гв - расход воды на горячее водоснабжение, кг/с.

Утечка воды (м³/ч) определяется для открытой системы по выражению

кг/с,(14)

где V - объём воды, содержащийся в системе теплоснабжения и отнесённый к 1 МВт суммарной нагрузки, м³/МВт (для открытых систем V = 70 м³/МВт).

Расход воды на горячее водоснабжение для открытой системы определяется по уравнению, кг/с,

кг/с,(15)

где Q_гв - тепловая нагрузка на горячее водоснабжение, МВт;

с - удельная массовая теплоёмкость воды, кДж/(кг•К);

t_г, - соответственно температура воды в системе горячего водоснабжения и холодной воды, єС (t_г = 65єС; = 5єС).

Итак, расход подпиточной воды будет

кг/с.

Рассчитываем расход воды в системе теплоснабжения:

- на отопление и вентиляцию

кг/с.(16)

- на горячее водоснабжение

кг/с.

- суммарный расход

кг/с.(17)

Рассчитываем температуру горячей воды в системе подготовки воды для тепловой сети:

- температура воды после химводоподготовки принимается равной 30єС;

- температура воды после деаэратора подпиточной воды принимается равной 65єС;

- температура воды на входе в первую ступень подогрева воды

= 65єС;

- температура воды на выходе из второй ступени подогрева (на входе в пиковый водогрейный котёл) составляет (10)

єС.

Распределяем температурные напоры по ступеням поровну:

єС.(18)

Рассчитываем расход воды через сетевые подогреватели турбин:

кг/с.(19)

Определяем параметры пара, отбираемого из теплофикационных отборов турбин:

- из нижнего отбора (принимаем величину недогрева до температуры насыщения пара дt_н = 5єС):

єС.(20)

- из верхнего теплофикационного отбора:

єС.(21)

По полученным температурам из термодинамических таблиц воды и водяного пара по и находим давление пара в верхнем и нижнем отборах: P_н = 0,083 МПа, P_в = 0,19 МПа.

Строим в h-s диаграмме процесс расширения пара в турбине (рисунок 3).

Для начала откладываем точку с параметрами свежего пара поступающего в турбину (давление и температура принимается по характеристикам турбины, приложение А5[1]): P₀ = 12,75 МПа, t₀ = 555єС. По [6] находим энтальпию свежего пара: h₀ = 3485,275 кДж/кг.

Находим давление пара после редуцирования (дросселирования):

МПа.(22)

где - КПД дросселирования цилиндра высокого давления.

Процесс дросселирования пара происходит при h = const.

Далее для теоретического процесса расширения пара (S = const) определяем его энтальпию при давлении P₃ = 1,22 МПа:

кДж/кг;

кДж/кг.(23)

Для действительного процесса расширения пара

кДж/кг.(24)

где - внутренний относительный КПД цилиндра высокого давления турбины.

кДж/кг.

Итак, для давления пара P₃ = 1,22 МПа соответствует энтальпия h₃ = 2975,81 кДж/кг.

Аналогично проводим расчёт для цилиндров среднего и низкого давления.

МПа;

кДж/кг при P_I = 0,2 МПа;

кДж/кг;

кДж/кг;

кДж/кг;

МПа;

кДж/кг при P_к = 0,005 МПа;

кДж/кг;

кДж/кг;

кДж/кг.

Строим процесс расширения пара в турбине и определяем параметры регенеративных отборов:

кДж/кг при P₁ = 3,32 МПа;

кДж/кг при P₂ = 2,28 МПа;

кДж/кг при P₃ = 1,22 МПа;

кДж/кг при P₄ = 0,57 МПа;

кДж/кг при P₅ = 0,29 МПа;

кДж/кг при P₆ = 0,1 МПа;

кДж/кг при P₇ = 0,04 МПа.

Находим энтальпии пара отбираемого на сетевые подогреватели:

кДж/кг при P_II = 0,19 МПа;

кДж/кг при P_I = 0,083 МПа.

Рисунок 3 - Процесс расширения пара в турбине.

Находим расходы пара на нижний и верхний сетевые подогреватели. Параметры элементов тепловой схемы принимаем по приложениям.

кг/с.

кг/с.

Рассчитываем мощности пиковых водогрейных котлов

МВт.(27)

По нагрузке Q_ПВК = 337,5 МВт выбираем три котла типа КВ-ГМ-100 с суммарной телопроизводительностью 348 МВт.

В тепловую схему турбины входит два сетевых подогревателя для нижней и верхней ступеней подогрева типа ПСГ-2300-3-8-I с расчётным расходом воды 1250 кг/с, с площадью поверхности нагрева F = 2300 м² [2]. Трубки теплообменника имеют диаметр d_н/d_вн = 28/25 мм; длина трубок l = 6 м.

По ГОСТ 16860-71 [8] выбираем деаэраторы подпиточной воды (по расходу подпиточной воды) - вакуумные, типа ДСВ-300 (три деаэратора).

2. Поверочный расчёт сетевого подогревателя

В задачу расчёта сетевого подогревателя входит определение возможности использования его для реальных условий.

Исходные данные:

- тепловая нагрузка Q = = 1000,3• 4,197 • (87,55 - 65) = 93,99 МВт;

- расход нагреваемой воды G = 1000,3 кг/с;

- температура нагреваемой воды: = 65єС, = 115,1 єС;

- параметры греющего пара: = 92,53 єС, h_н = 2668,24 кДж/(кг•К);

- площадь поверхности нагрева (по наружному диаметру): F = 2300 м²;

- размеры трубок: d_н/d_вн = 28/25 мм, l = 6 м;

- теплообменник четырёхходовой.

Рисунок 4 - Температурный график нижнего сетевого подогревателя 1 - пар; 2 - сетевая вода.

Рассчитываем средний температурный напор, єС

єС.(28)

Т.к. средняя температура пара и конденсата равна температуре насыщения, то средняя температура нагреваемой воды определяется как

єС.(29)

По средней температуре сетевой воды определяют её физические свойства.

Рассчитываем площадь сечения для прохода воды:

- определяем число трубок в поверхности нагрева

;(30)

- определяем число трубок в одном ходу

;(31)

- рассчитываем проходное сечение одного хода

м².(32)

Рассчитываем скорость воды в трубках, м/с

м².(33)

Скорость течения сетевой воды в трубках подогревателя на превышает максимально возможную для ПСГ-2300-3-8-I = 2,63 м/с.

Рассчитываем среднюю температуру воды в подогревателе, ⁰С

⁰С

Рассчитываем коэффициент теплопередачи, Вт/(м²•К)

,(34)

где в_ч - коэффициент чистоты поверхности нагрева, принимаем равным 0,85;

в_в - коэффициент, учитывающий влияние воздухоохладителя,

,(35)

где (N_воз/N) - отношение числа трубок в воздухоохладителе к общему числу трубок, (N_воз/N) = 0,12;

в_d - поправка на диаметр, учитывающая отклонение диаметра от 19 мм,

.(36)

Итак коэффициент теплопередачи равен

.

Рассчитываем требующуюся площадь поверхности нагрева, м²

м².(37)

Действительная поверхность нагрева 2300 м², следовательно, данный сетевой подогреватель подходит.

Расчёт окончен.

Список литературы

1. Ершов Ю.Г. Проектирование промышленных теплоэнергетических систем: Программа, методические указания и контрольная работа. - Иваново, 2008. - 52 стр.

2. Соколов Е.Я. Теплофикация и тепловые сети: Учебник для вузов. - М, 2001. - 472 стр.

3. СНиП 23-01-99*. Строительная климатология / Госстрой России. - М.: ГУП ЦПП, 2003.

4. СНиП 41-01-2003. Отопление, вентиляция и кондиционирование / Госстрой России. - М.: ГП ЦПП, 2004.

5. СНиП 41-02-2003. Тепловые сети. - М.: ЦИПТ Госстроя, 2003.

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

7. ГОСТ 3618-82. Турбины паровые стационарные для привода турбогенераторов.

8. ГОСТ 16860-71. Деаэраторы термические.

Размещено на Allbest.ru

...