Составление и расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока тепловой электростанции

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНОБРНАУКИ РОССИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

«Самарский государственный технический университет» (ФГБОУ ВО «СамГТУ»)

Кафедра «Тепловые электрические станции»

Курсовой проект

По дисциплине «Турбины ТЭС и АЭС»

Составление и расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока ТЭС

Выполнил:

студент группы 3-ТЭФ-2 Евсеев А.В.

Проверил: Хусаинов К.Р.

Самара 2019

СОДЕРЖАНИЕ

1. ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ

2. ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ ТЕПЛОВАЯ СХЕМА ЭНЕРГОБЛОКА ТЭС И НАЗНАЧЕНИЕ ЕЕ ЭЛЕМЕНТОВ

3. ПОДБОР ПРОТОТИПА И СОСТАВЛЕНИЕ ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

4. ПОСТРОЕНИЕ ПРОЦЕССА РАСШИРЕНИЯ ПАРА В ТУРБИНЕ В is-ДИАГРАММЕ

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ В РЕГЕНЕРАТИВНЫХ ОТБОРАХ, ПОДОГРЕВАТЕЛЕ И ТУРБОПРИВОДЕ

ЛИТЕРАТУРА

1. ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ

С целью закрепления знаний, полученных при изучении курсов «Теплоэнергетические установки ТЭС», «Турбины ТЭС и АЭС» и др., студентам необходимо выполнить курсовую работу по тепловому расчету принципиальной тепловой схемы блочного турбинного агрегата ТЭС. В процессе выполнения работы студенты знакомятся с принципами построения тепловых схем современных агрегатов ТЭС, с назначением и устройством основных ее элементов. На основе полученных сведений и заданных исходных параметров студенты подбирают прототип турбосиловой установки, проводят тщательный анализ его тепловой схемы и после введения некоторых упрощений составляют принципиальную тепловую схему для последующего теплового расчета.

Тепловой расчет делится на такие последовательные этапы.

1. Построение процесса расширения пара в турбине в is-диаграмме включает в себя определение параметров на входе и выходе из всех цилиндров турбины и построение идеальных и реальных процессов расширения пара в них.

2. Определение параметров в отборах и подогревателях состоит в нахождении температур, давлений и энтальпий пара в отборах турбины, давлений и температур насыщения в подогревателях, температур и энтальпий питательной воды и конденсата по всему тракту регенеративного подогрева. Здесь же определяются параметры пара на входе и выходе из турбопривода питательного насоса и строится процесс расширения в нем в is-диаграмме.

3. Составление тепловых балансов подогревателей проводится последовательно для всех подогревателей, начиная с верхнего. На основе балансов определяются доли расхода пара в отборах и подогревателях, доли расхода воды по тракту подогрева.

4. Определение расходов пара, воды и тепла включает оценку распределения теплопадений по отсекам турбины, нахождение расхода пара на турбину и в отборах, определение мощности турбопривода питательного насоса, расхода тепла и КПД турбоустановки.

2. ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ ТЕПЛОВАЯ СХЕМА ЭНЕРГОБЛОКА ТЭС И НАЗНАЧЕНИЕ ЕЕ ЭЛЕМЕНТОВ

Тепловая электрическая станция (ТЭС) представляет собой энергетическую установку, служащую для преобразования теплоты, выделяемой при сжигании органического топлива (угля, нефти, газа и др.), в электрическую энергию.

По технологической структуре ТЭС делятся на блочные и неблочные. При блочной структуре ТЭС каждая ее турбина питается паром только от относящегося к ней парогенератора (моно-блок), иногда от двух парогенераторов (дубль-блок). Тепловые электрические станции, представляющие собой совокупность отдельных энергоблоков, являются более дешевыми и простыми в управлении и автоматизации. Современные конденсационные электростанции (начиная с мощности турбоагрегата 150 МВт и выше), как правило, с промежуточным перегревом пара, имеют блочную структуру.

Конденсационные электростанции (КЭС) с начальным давлением 9 МПа и ниже и ТЭЦ с давлением 13 МПа и ниже не имеют промежуточного перегрева и отличаются неблочной структурой, при которой магистрали свежего пара и питательной воды являются общими для всех парогенераторов.

Принципиальная тепловая схема (ПТС) электростанции включает основное (парогенератор, турбина, генератор) и вспомогательное теплоэнергетическое оборудование, с помощью которого осуществляется преобразование тепла в электрическую энергию. При одинаковых энергоблоках с блочной структурой ПТС станции сводится к принципиальной тепловой схеме энергоблока. При неблочной структуре электростанции, имеющей одинаковые турбоустановки и одинаковые парогенераторы, ПТС также сводится к принципиальной тепловой схеме одного агрегата.

Рассмотрим принципиальную тепловую схему энергоблока ТЭС на примере паротурбинной установки с промежуточным перегревом пара (рис. 1).

Острый перегретый пар с параметрами Ро, to из парогенератора (ПГ) по паропроводу направляется в цилиндр высокого давления (ЦВД) паровой турбины, где расширяется до давления Рпп. После ЦВД пар отводится в промежуточный пароперегреватель (ПП), расположенный в ПГ, где температура его увеличивается за счет теплоты сгоревшего топлива, как правило, до температуры острого пара tо. Вторично перегретый пар с давлением Рпп и температурой to поступает в цилиндр среднего давления (ЦСД) турбины и из него в цилиндр низкого давления (ЦНД), который на схеме (рис. 1) выполнен двухпоточным. Во всех цилиндрах турбины происходит расширение пара, сопровождающееся понижением давления и температуры. При этом в турбине осуществляется преобразование потенциальной энергии пара в механическую энергию вращения ротора, которая через вал передается в электрогенератор (ЭГ), где преобразуется в электрическую энергию.

После турбины пар с давлением Рп направляется в конденсатор К, где отдает свое тепло охлаждающей циркуляционной воде и при этом сам превращается в воду-конденсат. Последний конденсационными насосами (КН) подается в регенеративные подогреватели низкого давления (ПНД) П1, П2, ПЗ и П4, в которых нагревается паром, отбираемым из ЦНД и ЦСД турбины. После П4 конденсат направляется в деаэратор (Д), где освобождается от агрессивных газов и дополнительно нагревается. Из деаэратора конденсат подается через бустерный насос (БН) в питательный насос (ПН), откуда с повышенным давлением прокачивается через подогреватели высокого давления ,(ПВД) П6, П7 и П8, где подогревается паром, отобранным из турбины, и с температурой tП.В направляется в парогенератор.

Рассмотрим структуру тепловой схемы блока.

В основное оборудование входят парогенератор и турбоагрегат, паропроводы свежего пара и промежуточного перегрева.

Парогенераторы бывают с естественной циркуляцией (барабанные) и прямоточные. Первые применяются только при докритических давлениях пара, вторые - как при докритических, так и при сверхкритических.

Турбоагрегат состоит из турбины, разделенной, как правило, на несколько цилиндров (последние могут иметь два и более потоков пара), и электрогенератора, связанного с ней через вал. Мощность агрегата и начальные параметры острого пара указываются в ГОСТ 3618-81.

Рис. 1. Принципиальная тепловая схема энергоблока ТЭС с промежуточным перегревом пара

Промежуточный перегрев пара вводится для повышения тепловой экономичности энергоблока и, кроме того, для повышения надежности и экономичности работы части низкого давления турбины, так как при этом уменьшается влажность пара, проходящего через последние ступени ЦНД.

Регенеративная установка турбоагрегата служит для подогрева конденсата и питательной воды отборным паром турбины. Этот подогрев значительно повышает тепловую экономичность энергоблока благодаря тому, что тепло конденсации пара регенеративных отборов не теряется в конденсаторе, а передается конденсату и питательной воде, возвращаемым в цикл.

Установка состоит из поверхностных подогревателей низкого и высокого давления, охладителей эжекторов, сальниковых подогревателей, трубопроводов отборов, трубопроводов конденсата греющего пара, сливных насосов.

Подогреватели подразделяются на поверхностные и смешивающие. В подогревателях поверхностного типа конденсат или питательная вода прокачивается по стальным или латунным трубкам, расположенным в общем цилиндрическом корпусе, а греющий пар омывает трубки снаружи, конденсируясь при этом на поверхности трубок.

В подогревателях смешивающего типа питательная вода или конденсат непосредственно соприкасаются с греющим паром. Причем пар конденсируется при температуре насыщения, соответствующей давлению в подогревателе, и, отдавая воде тепло, нагревает ее практически до температуры насыщения. Поэтому с точки зрения тепловой экономичности смешивающие подогреватели обеспечивают наибольший эффект от регенерации. Недостаток их заключается в том, что для каждого такого подогревателя необходима установка перекачивающего насоса, чтобы подогретая вода могла поступать в последующие элементы схемы с повышенными давлениями. Применяются смешивающие подогреватели в основном в качестве подогревателей низкого давления.

На отечественных тепловых электростанциях ПНД служат для подогрева воды, поступающей в деаэратор, а ПВД - для подогрева воды после питательных насосов. И те и другие подогреватели - чаще всего поверхностного типа. В тепловых схемах станций смешивающими подогревателями являются деаэраторы.

Подогрев конденсата, дренажей и добавочной воды с низкой температурой перед деаэратором необходим для того, чтобы средняя температура воды, поступающей в колонку деаэратора, была на 10…15°С ниже температуры насыщения, соответствующей рабочему давлению деаэратора. При этом условии обеспечивается максимальное удаление газов из воды.

Подогреватели низкого давления с водяной стороны находятся под сравнительно низким давлением, создаваемым конденсатными насосами и равным 0,69…2,45 МПа. Давление питательной воды или конденсата должно превышать давление греющего пара, чтобы избежать парообразования и гидравлических ударов в трубных системах.

Подогреватели высокого давления с водяной стороны находятся под давлением воды питательных насосов, в условиях отечественных ТЭС давление воды составляет от 5,9 до 39,3 МПа, температура - от 150 до 270°С.

С целью повышения тепловой экономичности процесса передачи тепла от отборного пара к питательной воде и конденсату, ПВД и верхние (по пару) ПНД выполняют состоящими из трех частей: охладителя пара (ОП), собственно подогревателя (СП) и охладителя дренажа (ОД). В ОП осуществляется охлаждение перегретого отборного пара и дополнительный нагрев воды после собственно подогревателя, так что температура ее доводится до величины, на 2…3°С ниже температуры насыщения. При отсутствии ОП этот недогрев составляет ~5°С.

В собственно подогревателе греющий пар конденсируется; температура его на выходе равна температуре насыщения при данном давлении. В охладителе дренажа за счет передачи тепла питательной воде происходит снижение температуры конденсата греющего пара на 13…15°С, благодаря чему уменьшается вытеснение нижележащих отборов и соответственно увеличивается эффект от регенерации. Охладители пара и охладители дренажа могут выполняться как выносными, так и встроенными в корпус подогревателя.

При наличии промежуточного перегрева пара один из подогревателей целесообразно питать паром из холодной нитки промперегрева. Причем нагрев воды в этом подогревателе должен быть гораздо большим (в 1,5…1,8 раза), чем в остальных подогревателях. А охладитель дренажа этого подогревателя должен снижать температуру до величины, на 35…40°С ниже температуры насыщения в подогревателе (у остальных подогревателей на 13…15°С). Эти условия обеспечивают увеличение тепловой экономичности турбоустановки.

В тракт низкого давления регенеративного подогрева наряду с ПНД включаются вспомогательные подогреватели: охладители эжекторов, сальниковые охладители, сальниковые подогреватели (СП, см. рис. 1). Все они являются рекуперативными теплообменными аппаратами, в которых основному конденсату передается тепло конденсации отработавшего пара пароструйных эжекторов и пара, отсасываемого из конечных и промежуточных камер концевых уплотнений турбины.

Через вспомогательные подогреватели пропускается только часть основного конденсата во избежание их повышенного гидравлического сопротивления.

Для удаления конденсата греющего пара (дренажа) из поверхностных подогревателей используется каскадная схема слива, при которой дренаж последовательно сливается из каждого подогревателя в соседний, имеющий меньшее давление. Из ПВД слив, как правило, осуществляется в деаэратор. Из ПНД дренаж сливается последовательно во второй (по ходу основного конденсата) подогреватель П2, забирается оттуда сливным насосом (СН, см. рис. 1) и подается в линию основного конденсата за П2. Из П1 и вспомогательных подогревателей дренаж сливается в конденсатор, где он деаэрируется и вместе с основным турбинным конденсатом может пропускаться через конденсатоочистку для освобождения от продуктов коррозии.

Протечки пара через лабиринтовые уплотнения турбины из различных отсеков уплотнений отводятся обычно в один из ПВД, в деаэратор, в один из ПНД и в сальниковый подогреватель (СП).

Деаэрационная установка предназначена для удаления из питательной воды растворенных в ней агрессивных газов (кислорода и углекислого газа), вызывающих коррозию оборудования.

Деаэрация осуществляется при нагреве воды до температуры кипения, соответствующей давлению парогазовой среды над поверхностью воды.

Деаэрационная установка состоит из деаэрационных колонок смешивающего типа, расположенных над баками-аккумуляторами питательной воды, системы трубопроводов воды, греющего пара, уравнительных трубопроводов (по пару и воде) и др.

Включение деаэратора в тепловую схему осуществляется двумя способами: в качестве самостоятельной ступени регенеративного подогрева воды, как показано на схеме (рис. 1), или в виде предвключенного деаэратора. В последнем случае деаэратор присоединяют через дроссельный регулирующий клапан к регенеративному отбору, питающему паром следующий за деаэратором по ходу воды ПВД.

При самостоятельном отборе на деаэратор предусматривается возможность перевода его при пониженных нагрузках турбины на питание из отбора с более высоким давлением.

Независимо от схемы включения, давление в деаэраторе обычно поддерживается постоянным при любой нагрузке турбины (равным 0,588 или 0,686 МПа) путем регулирования подвода пара к деаэрационной колонке.

Питательная установка включает в себя питательные турбо и электронасосы, трубопроводы питательной воды и вспомогательное оборудование: бустерные насосы, системы маслоснабжения, охлаждения подшипников и двигателей, уплотнения сальников. Установка служит для питания парогенератора питательной водой.

При мощности турбоагрегата 150…200 МВт может применяться как электропривод, так и турбопривод питательного насоса. При меньших мощностях применяется, как правило, электропривод, при больших - турбопривод, который может выполняться практически на любые требующиеся мощности и просто решает проблемы быстроходности и регулирования оборотов.

Турбину привода целесообразно питать паром из отбора главной турбины после промежуточного перегрева. Турбопривод может быть конденсационным (в этом случае выхлоп осуществляется в собственный конденсатор привода с давлением 0,004…0,007 МПа) и противодавленческим, при котором пар из турбопривода направляется в один из подогревателей низкого давления.

Выбор типа турбопривода определяется, в основном, топливом: при дорогом топливе выгоднее применить конденсационный турбопривод, при дешевом - противодавленческий. Кроме того, при конденсационной приводной турбине можно обойтись без пускорезервного питательного насоса с электроприводом, который необходим в случае противодавленческого привода при пуске блока.

Бустерный насос имеет электропривод и создает подпор на входе воды в питательный насос.

Система основного конденсата включает в себя конденсатные насосы, блочную обессоливающую установку, конденсатопроводы, линии рециркуляции конденсата. Конденсатные насосы (КН, см. рис. 1) служат для удаления основного конденсата турбины из конденсатора и перекачивания его через подогреватели низкого давления в деаэратор.

Для приготовления добавочной воды с целью ввода ее в цикл в большинстве случаев применяется химическое обессоливание с подачей добавочной воды в конденсатор турбины.

Исходные данные для расчета птс

Номинальная мощность турбоагрегата на клеммах электрогенератора

Nэ = 180 МВт

Начальное давление пара Рo = 12,15 МПа

Начальная температура пара to = 565 °С

Температура промежуточного перегрева tп.п. = 565 °С

Конечное давление пара Рк = 0,004 МПа

Температура питательной воды tп.в. = 232 °С

Давление в деаэраторе Рд = 0,5 МПа

3. ПОДБОР ПРОТОТИПА И СОСТАВЛЕНИЕ ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

По заданным значениям номинальной мощности агрегата, начального давления Ро и начальной температуры tо подбирается прототип турбоустановки, имеющей значения параметров, близкие к заданным. При подборе можно воспользоваться приведенными в Приложении данными табл. 1, в которой представлены основные параметры и характеристики некоторых отечественных агрегатов, а также указанными ниже литературными источниками.

Из приведенных ниже в Приложении принципиальных тепловых схем отечественных энергоблоков выбирается и тщательно изучается схема прототипа.

При изучении ПТС прототипа необходимо обратить внимание на наличие промежуточного перегрева пара, число цилиндров турбины и число потоков, число отборов и место их расположения, количество регенеративных подогревателей высокого и низкого давления, схему подключения деаэратора, тип привода питательного насоса, подключение турбопривода (при его наличии), наличие охладителей пара и охладителей дренажа в регенеративных подогревателях, схему слива дренажей из подогревателей, на наличие и схему включения вспомогательных подогревателей и т. д.

После этого в соответствии с заданием составляется принципиальная тепловая схема для последующего теплового расчета. Для примера в качество прототипа выбирается агрегат К-300-240. Принципиальная тепловая схема для теплового расчета этого агрегата приведена на рис. 1.

Турбина имеет три цилиндра: ЦВД, ЦСД, ЦНД, причем последний выполнен двухпоточным. Парораспределение свежего пара - сопловое при наличии одновенечной регулирующей ступени. После ЦВД предусмотрен промежуточный перегрев пара. Турбина имеет восемь отборов: два - из ЦВД, четыре - из ЦСД и два - из ЦНД.

Нагрев питательной воды и конденсата осуществляется в восьми регенеративных подогревателях: трех ПВД (П8, П7, П6), четырех ПНД и деаэраторе. Последний питается паром из самостоятельного отбора, причем предусмотрена возможность перевода деаэратора при пониженных нагрузках турбины на питание из отбора на ПВД П6.

Привод питательного насоса - от специальной приводной паровой турбины, питаемой паром из того же отбора, что и подогреватель П6. Турбопривод противодавленческий, выхлоп из турбины направляется на вход в подогреватель низкого давления П3.

Слив конденсата греющего пара из подогревателей осуществляется по каскадной схеме: из подогревателей высокого давления - последовательно в деаэратор, из ПНД П4 в ПЗ, затем в П2. Из последнего - сливным насосом дренаж подается в трубопровод за П2. Из подогревателя П1 и расположенного перед ним сальникового подогревателя дренаж сливается в основной конденсатор.

4. ПОСТРОЕНИЕ ПРОЦЕССА РАСШИРЕНИЯ ПАРА В ТУРБИНЕ В is-ДИАГРАММЕ

Подогреватели П8, П7, П6 и П4 выполнены с охладителями пара и охладителями дренажа. Пар из уплотнений турбины направляется. последовательно в ПВД П7, деаэратор, ПНД П2 и в сальниковый подогреватель.

При построении необходимо обратить внимание на размерность параметров в имеющейся is-диаграмме. Предпочтительней использовать следующие размерности: для давления - МПа, для энтальпии - кДж/кг. В случае необходимости перехода от одних размерностей к другим можно воспользоваться известными соотношениями: 1 кг/см2 = 0,0981 МПа, 1 ккал = 4,1868 кДж.

Построение осуществляется следующим образом:

1. По начальным параметрам Ро и tо находим точку О в is-диаграмме (рис. 2) и энтальпию iо в этой точке, iо = 3518,8 кДж/кг.

2. Определяем давление перед проточной частью турбины , приняв потери давления в паровпускных органах из рекомендуемого диапазона

;

;

3. Считая процесс дросселирования в паровпускных органах - изоэнтальпийным, строим его в is-диатрамме отрезком горизонтали до пересечения в точке О' с изобарой . Затем определяем

4. Принимаем, что турбина имеет сопловое распределение, характерное для современных конденсационных турбин мощностью ниже 1000 МВт.

Регулирующую ступень выполняем одновенечной: располагаемый теплоперепад на ней принимаем равным = 100 кДж/кг из рекомендуемого для расчета диапазона =80…120 кДж/кг;

относительный внутренний КПД ступени принимаем равным = 0,72 из рекомендуемого диапазона =0,68…0,74.



Рис. 2. Процесс расширения пара в турбине и в турбоприводе в iS-диаграмме

Действительный теплоперепад, срабатываемый в регулирующей ступени,

Для построения процесса расширения пара в регулирующей ступени из точки 0' is-диаграммы по вертикали откладываем отрезок, равный кДж/кг. Точка вертикали 1ИД, в которой

кДж/кг, определяет изобару давления за регулирующей ступенью: МПа.

Откладывая из точки О' на этой же вертикали отрезок, равный = 66,24 кДж/кг и проводя через конец его изоэнтальпу кДж/кг до пересечения с изобарой МПа, получаем точку 1, соответствующую окончанию действительного (с учетом потерь) процесса расширения пара в регулирующей ступени. В точке 1

Действительный процесс расширения пара в регулирующей ступени изображается отрезком прямой, соединяющей точки Оґ и 1.

5. Давление за ЦВД определяется в результате решения вариационной технико-экономической задачи. В расчете принимаем или по прототипу

6. Строим изоэнтропный процесс расширения пара в ЦВД. Опуская вертикаль из точки 1 до пересечения с изобарой = 2,023 МПа в точке 2ид, находим кДж/кг и располагаемый теплоперепад в ЦВД:

7. Задаемся величиной относительного внутреннего КПД ЦВД =0,81 из рекомендуемого диапазона = 0,80…0,83 и определяем действительный теплоперепад, срабатываемый в ЦВД:

8. В is-диаграмме находим точку 2, соответствующую окончанию действительного процесса расширения в ЦВД, как точку пересечения изоэнтальпы =3452,56-- 345,59=3106,97 КДж/кг с изобарой давления за ЦВД = 2,023 МПа.

Действительный процесс расширения пара в ЦВД изобразится отрезком прямой, соединяющей точки 1 и 2.

9. Определяем давление на входе в ЦСД, приняв потери давления в системе промежуточного перегрева равными 10%: МПа.

10. По давлению = 1,82 МПа и заданной температуре промперегрева tпп=565°С определяем на is-диаграмме точку 3, соответствующую состоянию пара перед ЦСД. В точке 3, i3 = 3613,4 кДж/кг.

11. Давление на входе в проточную часть ЦСД определяется как разность давления на входе в ЦСД и потерь давления в дроссельно-отсечных клапанах перед ЦСД, которые принимаются равными = 0,025 МПа из рекомендуемого диапазона =(0,02…0,03).

12. Точка 3', соответствующая состоянию пара на входе в проточную часть ЦСД, определяется пересечением изоэнтальпы i3 = 3613,4 кДж/кг с изобарой МПа, t3 = 564,6°С.

13. Выбираем давление на выходе из ЦСД P4 равное давлению Рпер.тр на входе в перепускные трубы из ЦСД в ЦНД: P4 = Рпер тр = 0,23 МПа из рекомендуемого диапазона Рпер тр = 0,20…0,25 МПа.

14. Строим из точки 3' изоэнтропный процесс расширения пара в ЦСД и находим конечную точку 4ид этого процесса как точку пересечения вертикали из точки 3 с изобарой Р4 == 0,23 МПа. В точке 4ид i4ИД=2990,4 кДж/кг.

15. Определяем располагаемый теплоперепад в ЦСД

3613,4 - 2990,4 = 623 кДж/кг.

16. Задавшись относительным внутренним КПД ЦСД =0,91 из рекомендованного диапазона = 0,9…0,92, определяем действительный теплоперепад, срабатываемый в ЦСД:

17. Находим в is-диаграмме точку 4, соответствующую окончанию действительного процесса расширения в ЦСД, как точку пересечения изоэнтальпы =3613,4 - 566,93=3046,47 кДж/кг с изобарой Р4 = 0,23 МПа.

18. Строим действительный процесс расширения пара в ЦСД, соединяя отрезком прямой линии точки 3' и 4.

19. Процесс расширения пара в ЦНД определяем исходя из того, что давление на входе в ЦНД равно давлению на выходе из ЦСД: P4 = 0,23 МПа, а- давление на выходе из ЦНД равно давлению в конденсаторе Рк = 0,004 МПа.

Определяем в is-диаграмме точку 5ИД, соответствующую окончанию идеального процесса расширения пара в ЦНД, как точку пересечения изоэнтропы, проходящей через точку 4, с изобарой Рк=0,004 МПа. В этой точке =2350 кДж/кг.

20. Располагаемый теплоперепад в ЦНД:

21. Задаемся относительным внутренним КПД ЦНД = 0,78 из рекомендуемого диапазона = 0,75…0,80 и определяем действительный теплоперепад, срабатываемый в ЦНД;

22. Находим в is-диаграмме точку 5, соответствующую окончанию действительного процесса расширения в ЦНД, как точку пересечения изоэнтальпы =3046,47 - 543,25=2503,22 кДж/кг с изобарой Рк= 0,004 МПа. Степень сухости в этой точке х5=0,98.

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ В РЕГЕНЕРАТИВНЫХ ОТБОРАХ, ПОДОГРЕВАТЕЛЕ И ТУРБОПРИВОДЕ

23. Определяем давление в первом отборе ЦВД на подогреватель П8.

Температура за ПВД П8 (tП8) равна заданной конечной температуре питательной воды =232 °С. Недогрев до температуры насыщения в подогревателе П8, имеющем пароохладитель, принимается равным =2 °С из рекомендуемого диапазона =1…3 °С.

Температура насыщения отборного пара в П8 равна

Из таблиц теплофизических свойств воды и водяного пара по температуре насыщения =234 °C находим давление пара в подогревателе =3,077 МПа. Потерю давления в паропроводе отбора здесь и в дальнейшем принимаем равной 9% давления в подогревателе (из рекомендуемого для расчета диапазона 8…10%).

Тогда давление пара в отборе на П8 равно



24. Давление отбора на ПВД П7 равно давлению за ЦВД, перед промперегревом: =2,023 МПа,

Давление в подогревателе П7 с учетом потерь в паропроводе отбора равно

= 0,91*РП7 = 0,91*2,023 = 1,82 МПа.

Температура насыщения в П7 определяется из таблиц по давлению = 1,82 МПа и равна tП7 Н = 206,35°С. Температура питательной воды на выходе из П7 с учетом недогрева tП7 = 2 °С:

25. Подогрев питательной воды в П8:

26. Температура насыщения в деаэраторе tД.Н определяется из таблиц по заданному давлению в деаэраторе = 0,5 МПа: tД.Н= 151 °С.

Принимаем падение давления в паропроводе отбора на деаэратор равным 0,2 МПа. С учетом того, что давление в деаэраторе поддерживается постоянным независимо от нагрузки турбины, а давление в отборах изменяется пропорционально расходу пара через турбину, принимаем запас по давлению в отборе на деаэратор равным 20%, поэтому давление в отборе на деаэратор равно

27. Определяем повышение энтальпии воды в питательном насосе

,

Здесь V -- удельный объем воды при температуре tД.Н -- определяется из таблиц по tД.Н = 151 °С, V =0,0011 м3/кг; Рп.н -- повышение давления в питательном насосе, Н/м2 (Па), равное разности давления за насосом -Рза н и давления перед насосом Pперед н.

Давление за насосом должно быть на 25…30% выше давления перед турбиной, чтобы можно было преодолеть сопротивление ПВД и парогенератора. Принимаем

Рза н == 15,19 МПа.

Давление перед насосом принимаем равным давлению в деаэраторе

= 0,5 МПа,

так что

=14,69 МПа =14,69* Па.

Внутренний КПД насоса в принимаем равным =0,8 из рекомендуемого диапазона = 0,75…0,82, тогда

28. Определяем нагрев воды в насосе:

Здесь впереди -- температура воды перед насосом, принимается равной температуре насыщения в деаэраторе, 151 °С. Этой температуре соответствует энтальпия, определенная из таблиц [17] и [21], = 634,8 кДж/кг. Энтальпии за насосом, вычисляемой по формуле по таблицам [17] и [21] соответствует tЗА Н =160,1°С, так что подогрев воды в насосе равен

С,

29. Суммарный нагрев в П7 и П6:

С.

30. Приняв из условия повышения экономичности, что подогрев в П7, питающейся от холодной нитки промперегрева, в 1,5 раза больше (из рекомендованного диапазона 1,5…1,8), чем подогрев в П6, т. е. , из предыдущего уравнения получаем

°С;

=26,55°С.

31. Температура за П6

=160,1+17,7= 177,8°С.

32. Приняв подогрев в П6 tП6 =2,3°С, определяем температуру насыщения в П6:

=177,8+2,3=180,1°С.

По этой температуре из таблице [17] и [21] найдем давление в П6:

= 1,022 МПа

и давление в отборе на П6:

= 1,11 МПа.

33. Давление за ЦСД принято ранее (п. 13) равным 0,23 МПа, поэтому давление в отборе на ПЗ будет равно

РП3 = 0,23 МПа,

давление в подогревателе ПЗ

= 0,209 МПа,

34. Температура насыщения в ПЗ определяется из таблиц [17] и [21] по = 0,209 МПа и равна tП3 Н = 121,6°С.

Принимая недогрев в ПЗ, не имеющем охладителя пара, равным , определяем температуру на выходе из ПНД ПЗ:

= 121,6 - 5 =116,6°С.

35. Из условия обеспечения надежной работы деаэратора и его регулятора давления принимаем подогрев основного конденсата в деаэраторе равным = 20,2°С из рекомендуемого диапазона = 19…21°С.

Тогда температура за подогревателем П4:



36. Температура насыщения в П4, имеющем охладитель пара, равна

=130,8+2= 132,8°С.

Из таблиц [17] и [21] по = 132,8°С находим = 0,3 МПа. Давление в отборе на П4:

=0,33 МПа.

37. Заданному давлению в конденсаторе Рк = 0,004 МПа соответствует температура насыщения tКН= 29°С.

Принимаем равномерное распределение подогрева между подогревателями ПЗ, П2 и П1, т. е.

,

а нагрев конденсата в сальниковом подогревателе равным = 5°С.

38. Температура конденсата на выходе из подогревателя ПЗ:

.

Отсюда подогрев в каждом из подогревателей равен

39. Температура основного конденсата за подогревателем П2:

Подогреватели П2 и П1, так же, как и ПЗ, не имеют охладителей пара, для них принимаем недогрев

.

Температура насыщения в П2:

.

Давление в П2 определим из таблиц [17] и [21] по = 97,4°С:

Давление в отборе на П2:

= 0,102 МПа.

40. Температура основного конденсата за подогревателем П1:

=63,2°С.

Температура насыщения П1:

=68,2°С.

Из таблиц [17] и [21] по находим: =0,0298 МПа.

Давление в отборе на П1:

41. Строим точки отборов на is-диаграмме (рис. 2) как точки пересечения действительных процессов расширения с соответствующими изобарами и определяем температуры и энтальпии в этих точках:

точка П8, как точка пересечения процесса 1--2 с изобарой =3,35 МПа; в этой точке

;

точка П7, совпадает с точкой 2 и лежит на изобаре = 2,023 МПа; в этой точке

;

точка П6, как точка пересечения процесса 3'--4 с изобарой РП6 = 1,11 МПа; в этой точке

;

точка д, соответствующая отбору на деаэратор и лежащая на пересечении процесса 3'--4 с изобарой = 0,84 МПа; в этой точке

,

и так далее по рис. 2 (точка ПЗ совпадает с точкой 4, а точка К, с точкой 5). электростанция регенеративный подогреватель трубопровод

42. Параметры, полученные в результате расчетов, для удобства последующего использования сводим в табл. 2. Указанные в табл. 2 температуры дренажа за подогревателями определяются из следующих предположении. Для подогревателей, имеющих охладители дренажа (в рассматриваемой схеме П8, П6 и П4), температура дренажа на выходе из подогревателя на 14°С меньше температуры насыщения в данном подогревателе (из рекомендуемого для расчёта диапазона 13…15°С). Для подогревателя П7, также имеющего охладитель дренажа, но питаемого паром из холодной нитки промежуточного перегрева, с целью меньшего вытеснения отбора на П6, питаемый паром высокой температуры после промперегрева, снижение температуры в охладителе дренажа П7 принимаем равным 40° (из рекомендованного диапазона 35…40°С), т; е.

= 166,35°С.

Температура дренажа на выходе из подогревателя, не имеющего охладителя дренажа (ПЗ, П2 и П1), равна температуре насыщения в данном подогревателе, т. е.

.

Энтальпия конденсата и дренажа определяется с помощью таблиц для воды и пара [17] и [21] по температурам.

Таблица 1

Точка процесса	В отборе	В подогревателе	Питательная вода и осн. конденсат	Дренаж
	Р	t	i	Pґ			tп	iп	tдр	iдр
	МПа	оС	кДж/кг	МПа	оС	кДж/кг	оС	кДж/кг	оС	кДж/кг
О	12,15	565	3518,8	-	-	-	-	-	-	-
Оґ	11,785	563,6	3518,8	-	-	-	-	-	-	-
РС	8,9	525,6	3452,56	-	-	-	-	-	-	-
П8	3,35	396	3216,4	3,077	234	1009,1	232	998,4	220	943,2
П7	2,023	336,5	3106,97	1,82	206,35	881,1	204,35	872,4	166,35	705,5
3ґ	1,82	565	3613,4	-	-	-	-	-	-	-
3	1,77	564,6	3613,4	-	-	-	-	-	-	-
П6	1,11	496	3469,1	1,022	180,1	763,6	177,8	754,1	166,1	704,4
Д	0,84	455	3384	0,5	151	636,6	151	636,6	-	-
П4	0,33	328	3126,2	0,3	132,8	558,4	130,8	553,7	116,8	493,9
П3	0,23	287,7	3046,47	0,209	121,6	510	116,6	488	121,6	510
П2	0,102	221	2916,9	0,094	97,4	408,1	92,4	389,7	97,4	408,1
П1	0,032	134	2750,5	0,0298	68,2	285,5	63,2	265,1	68,2	285,5
К	0,004	29	2503,2	-	-	121,4	29	-	-	-
			Х=0,98

43. Для построения процесса расширения пара в приводной турбине питательного насоса в is-диаграмме определяем давление на входе в эту турбину (см. схему на рис. 1):

= 0,999 МПа,

и противодавление на выходе



В is-диаграмме точка на входе в турбину определяется пересечением изотермы = 496°С с изобарой РТПО = 0,999 МПа; в этой точке (ТПО) iтпо = 3470,3 кДж/кг. Из этой точки проводим изоэнтропный процесс до .пересечения с изобарой РТП2 = 0,23 МПа и находим в точке ТП2 ИД величину энтальпии =3030,8 кДж/кг. Располагаемый теплоперепад в турбоприводе

=439,5кДж/кг.

Принимаем относительный внутренний КПД турбопривода =0,8 из рекомендуемого для расчета диапазона = 0,78…0,83. (При конденсационном турбоприводе =0,80…0,85). Действительный теплоперепад, срабатываемый в турбоприводе:

= 351,6 кДж/кг.

Энтальпия пара за трубоприводом

= 3118,7 кДж/кг.

Точка ТП2 окончания действительного процесса расширения в турбоприводе определится пересечением изоэнтальпы = 3118,7 кДж/кг с изобарой РТП2 = 0,23 МПа. Действительный процесс расширения изобразится отрезком прямой, соединяющей точки ТПО и ТП2.

6. СОСТАВЛЕНИЕ ТЕПЛОВЫХ БАЛАНСОВ ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОЛЕЙ ОТБОРОВ

Составление тепловых балансов подогревателей начинаем с верхнего ПВД П8.

44. Подогреватель П8 является сложным и включает в себя пароохладитель ПО, собственно подогреватель СП и охладитель дренажа ОД.

Схема потоков пара, дренажа и питательной воды показана на рис. 3.

Рис. 3. Схема потоков пара, воды и дренажа в подогревателе высокого давления П8

Уравнение теплового баланса в П8 и далее представляется в виде равенства тепла, отдаваемого в подогревателе греющим паром и горячими дренажами, и тепла, воспринимаемого водой:

;

Здесь DП8 -- расход пара в отборе на П8;

D -- расход пара на турбину;

-- коэффициент, учитывающий потери тепла в окружающую среду. Принимаем = =0,99 из рекомендованного диапазона =0,99…0,995. .

45. В подогреватель П7 сливается дренаж из П8 и поступает пар протечек уплотнений (см.. схему на рис 4)

.

Здесь -- расход пара из протечек уплотнений,

-- энтальпия пара протечек, берется как средняя величина, так как протечки разных уплотнений имеют разную энтальпию:

Рис. 4. Схема потоков пара, воды и дренажа в ПВД П7 в подогревателе высокого давления П8

= 3250 кДж/кг.

.

46. В подогреватель П6 входит питательная вода после питательного насоса с температурой tза н=160,1°С и энтальпией iза н=655 кДж/кг (рис. 5).

;

.

Рис. 5. Схема потоков в ПВД П6

47. К деаэратору (рис. 6) подводятся потоки основного конденсата турбины Dк.д., дренажей из подогревателей высокого давления:

,

греющего пара из отбора Dд, иногда, кроме того, пар из уплотнений турбины, штоков стопорных и регулирующих клапанов Dу.д.. Из деаэратора отводится поток питательной воды DПВ, кроме того, пар на концевые уплотнения турбины, эжекторы конденсатора и уплотнений турбины DЭ.У.

Материальный баланс деаэратора запишется в виде:

,

или в долях расхода пара на турбину:

.

Уравнение теплового баланса деаэратора запишется в виде

,

или в долях расхода пара на турбину

.

Рис. 6. Схема потоков в деаэраторе

Здесь принимаем у.д = 0,006; iу.д =3300 кДж/кг; п.в = 1,0; э.у =0,011; -- энтальпия сухого насыщенного пара, отводимого из деаэратора на эжекторы и концевые уплотнения турбины, находится из таблиц [17] и [21] по давлению в деаэраторе Рд=0,5 МПа, = 2747,5 кДж/кг.

Из двух уравнении -- материального и теплового баланса находим искомые величины к.д. и д.

В уравнении материального баланса

т. е. уравнение запишется в виде

Рис. 7. Схема потоков в ПНД П4

Подставляя к.д. в уравнение теплового баланса, получим:

отсюда Д =0,027

к.Д = 0,87 - 0,027 =0,843.

48. Для подогревателя П4 (рис. 7)

;

;

.

49. Горячими теплоносителями в подогревателе ПЗ (рис. 8) является пар после турбопривода питательного насоса с расходом и энтальпией = 3118,7 кДж/кг и дренаж П4 с расходом и энтальпией = 493,9 кДж/кг. Холодным теплоносителем является смесь двух потоков: основного конденсата из конденсатора с расходом и энтальпией = 389,7 кДж/кг и дренажа из П2 с расходом энтальпией = 408,1 кДж/кг. В уравнении теплового баланса подогрев каждого из этих потоков, представим в виде:

Рис. 8. Схема потоков в ПНД П3



Рис. 9. Схема потоков в ПНД П2

Подставляя известные величины

.

50. В подогреватель П2 (рис. 9) поступает пар протечек уплотнений в количестве . Принимаем долю = 0,008 и энтальпию = 2750 кДж/кг. Тогда

.

Запишем уравнение теплового баланса в долях расхода

.

Найдем значение ;

.

Подставляем , в уравнение теплового баланса (п. 49) ;

.

Получаем:

;

.

Подставляя полученные выражения для ив уравнение теплового баланса, получаем уравнение с одним неизвестным :

;



51. Для подогревателя П1 совместно с сальниковым подогревателем (рис. 10) принимаем долю расхода через СП =0,004, энтальпию пара на входе в СП = 2750 кДж/кг и энтальпию дренажа на выходе из СП:

.

Рис. 10. Схема потоков в ПНД П1 и сальниковом подогревателе СП

Рис. 11. Схема утечек и отборов из ЦВД турбины

Записываем уравнение теплового баланса в долях расхода



Доля пара, поступающего в конденсатор, составит

.

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСХОДОВ ПАРА, ВОДЫ И ТЕПЛА

Определим приведенное теплопадение для всей турбины как сумму произведений долей расхода пара на теплопадение отсеков турбины. Разбиение ЦВД турбины на отсеки показано на рис. 11.

52. Первый отсек ЦВД (до отбора на П8):

53. Второй отсек ЦВД (до отбора на П7)

Разбиение ЦСД на отсеки производим в соответствии с рис. 12.

54. Первый отсек ЦСД (до отбора на П6):



Рис. 12. Схема утечек и отборов из ЦСД турбины

55. Второй отсек ЦСД (до отбора на деаэратор):

.

Долю расхода пара на турбопривод питательного насоса определяем из баланса мощности

;

;

56. Третий отсек ЦСД (до отбора на П4):



57. Четвертый отсек ЦСД (до отбора на ПЗ):

Разбиение ЦНД на отсеки производим в соответствии с рис. 13.

58. Первый отсек ЦНД (до отбора на П2). После турбопривода питательного насоса часть пара в количестве = 0,0358 поступает в ПЗ, а остальной пар, в количестве подается в ЦНД с энтальпией = 3118,7 кДж/кг.

Рис. 13. Схема утечек из ЦНД турбины

.

Энтальпия пара на входе в ЦНД определится как средне-взвешенная из энтальпий двух потоков пара:

;

;

59. Второй отсек ЦНД (до отбора на П1):

60. Третий отсек ЦНД:

61. Суммарное приведенное теплопадение:

62. Расход пара на турбину:

Здесь-- сумма потерь мощности, механических и в генераторе, определяется выражением

.

Величину механического КПД турбогенераторной установки принимаем равной = 0,995, а величину КПД электрогенератора = 0,975 из рекомендуемого диапазона = 0,97…0,98.

63. По известным долям расхода и расходу пара через турбину определяем отдельные потоки пара и воды:



64. Мощность турбопривода питательного насоса

65. Расход тепла на турбоустановку составит

146,98(3518,8-1009,1)+ 129,6 (3613,4--3106,97) = 434,5 МВт.

66. КПД турбоустановки брутто по выработке электроэнергии:

ЛИТЕРАТУРА

1. Гиршфельд В. Я., Морозов Г. Н. Тепловые электрические станции. М.: Энергия, 1973.

2. Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины. М:. Энергоатомиздат, 1990, 456 с.

3. Паровые и газовые турбины. Под ред. А.Г.Костюка и В.В.Фролова. М:.Энергоатомиздат. 1985. 482 с.

4. Рыжкин В. Я. Тепловые электрические станции. М.: Энергоатомиздат, 1987, 328 с.

5. Левин Е. М., Швард А. В. Тепловые схемы и оборудование энергетических блоков. М.: Энергия, 1976.

6. Вукалович М. П., Ривкин С. Л., Александров А. А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара: М.: Изд-во стандартов, 1969.

7. Шляхин П. Н., Бершадский М. Д. Краткий справочник по паротурбинным установкам. М.: Энергия, 1970.

8. Шляхин П. Н. Паровые и газовые турбины. М.: Энергия, 1974.

9. Бордюков А. П., Гинзбург-шик Л. Д. Тепломеханическое оборудование тепловых электростанций. М.: Энергия, 1978.

10. Котельные и турбинные установки энергоблоков мощностью 500 и 800 МВт /Под ред. В. Е. Дорощука и В. Б. Рубина. М.: Энергия, 1979.

11. Тепловые и атомные электрические станции: Справочник /Под общ. ред. В. А. Григорьева и В. М. Зорина. М.: Энергоиздат, 1982. -- 625 с.

12. Качан А. Д., Муковозчик Н. В. Технико-экономические основы проектирования тепловых электрических станций. Минск; Вышейш. школа, 1983. -- 159 с.

13. Бененсон Е.И., Иоффе Л.С. Теплофикационные паровые турбины.- М.: Энергоатомиздат, 1986.- 272 с.

14. Трояновский Б. М., Филиппов Г. А., Булкин А. Е. Паровые и газовые турбины атомных электростанций. М.: Энергоатомиздат, 1985. -- 255 с.

15. Ривкин С. Л., Александров А. А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. М.: Энергия, 1981. -- 420 с.

16. Щегляев А.В. Паровые турбины. М.: Энергоатомиздат, 1993г.

17. Трухний А.Д., Ломакин Б.В. Теплофикационные паровые турбины и турбоустановки.-М.: Издательство МЭИ, 2002. -540 с.

18. Трухний А.Д., Крупенников Б.Н., Петрунин С.В. Атлас конструкций деталей турбин. М.: Издательство МЭИ, 2000.

19. Александров А.А., Григорьев Б.А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара. М.: Издательство МЭИ, 1999.

20. «Тепловые и атомные электрические станции». Справочник. Под ред. А.В.Клименко и В.М. Зорина. М.: МЭИ, 2003. (Теплоэнергетика и теплотехника, Кн.3).

21. Капелович Б.Э. «Эксплуатация паротурбинных установок». М.,Энергоатомиздат, 1985, 304 с.

22. Леонков А.М. Паровые и газовые турбины. Курсовое проектирование. Минск. Вышейшая школа, 1986 г.

Размещено на Allbest.ru

...