Тепловая схема энергоблока СОДЕРЖАНИЕ АННОТАЦИЯ ВВЕДЕНИЕ 1. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ 1.1 Расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока 1.2 Расчет подогревателей высокого давления 1.3 Расчет турбины привода питательного насоса 1.4 Расчет деаэратора 1.5 Расчет подогревателей низкого давления 1.6 Материальный баланс пара и конденсата 1.7 Энергетический баланс и расход пара на турбоагрегат 1.8 Энергетические показатели турбоустановки и энергоблока 1.9 Расчет подогревателя низкого давления 2. ВЫБОР ОБОРУДОВАНИЯ 2.1 Расчет подогревателя высокого давления ПВД № 1 и выбор его типа 2.2 Выбор подогревателей низкого давления поверхностного типа 2.3 Выбор деаэратора 2.4 Выбор конденсатора 2.5 Выбор конденсатных насосов 2.6 Выбор питательного насоса 2.7 Выбор парогенератора 3. СПЕЦИАЛЬНАЯ ЧАСТЬ 3.1 Расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока со смешивающими подогревателями 3.2 Материальный баланс пара и конденсата 3.3 Энергетические показатели турбоустановки и энергоблока. Энергетический баланс и расход пара на турбоагрегат 3.4 Тепловой и гидравлический расчет подогревателя смешивающего типа 4. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ 5 ЭКОЛОГИЯ 5.1 Золоулавливание 5.2 Золоудаление 6. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ ПРИ ОБСЛУЖИВАНИИ ОБОРУДОВАНИЯ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК ВЫВОД СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ АННОТАЦИЯ В данной дипломной работе была просчитана тепловая схема энергоблока с турбиной К-500-240, составлены балансы и определены показатели тепловой экономичности энергоблока. По результатам теплового расчета было выбрано основное и вспомогательное оборудование. В технологической части был рассчитан подогреватель низкого давления поверхностного типа. В специальной части был рассчитан подогреватель низкого давления смешивающего типа. Работа включает в себя 116 страниц, 10 таблиц, 10 рисунков, 8 чертежей формата А1. ВВЕДЕНИЕ Принципиальная тепловая схема электростанции определяет основное содержание технологического процесса преобразования тепловой энергии на электростанции. Схема включает основное и вспомогательное оборудование, участвующее в осуществлении этого процесса и входящего в состав пароводяного тракта электростанции. Основная цель расчета конденсационной электростанции заключается в определении технических характеристик теплового оборудования, обеспечивающих заданный график электрической нагрузки и требуемый уровень энергетических и технико-экономических показателей электростанции. Целью данной работы является расчет тепловой схемы. Задачи работы: 1. Расчет тепловой схемы энергоблока с турбиной К-500-240. 2. Расчет гидравлический, тепловой и прочностной подогревателя низкого давления турбоустановки, с целью определения его основных показателей и характеристик работы, отвечающих современным требованиям при проектировании сооружений и эксплуатации основного и вспомогательного оборудования тепловых электрических станций. 3. Расчет подогревателя низкого давления смешивающего типа для замены им подогревателя низкого давления поверхностного типа с целью увеличения коэффициента полезного действия станции hн ст и уменьшения расхода топлива на станцию. 1. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ 1.1 Расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока Энергоблок 500 МВт имеет одновальную быстроходную конденсационную турбину ХТГЗ К-500-240. Первый образец этой турбины (К-500-240) несколько иной конструкции был выполнен в 1964 г. Турбина мощностью 500 МВт рассчитана на начальные параметры пара Р0 =23,5МПа (240 кгс/см2 ), t0 =5400 С и должна работать с промежуточным перегревом пара при Рпп =3,63 МПа до tпп =5400 С. Давление в конденсаторе Рк =3,5 кПа. Частота вращения турбины n=50с-1 . В турбине использованы некоторые конструктивные решения, принятые для модернизированного варианта турбины ХТГЗ К-300-240. Предусмотрены девять регенеративных отборов пара: первый - из цилиндра высокого давления; второй - из линии отработавшего пара этого цилиндра до промежуточного перегрева; третий, четвертый, пятый, шестой - из цилиндра среднего давления; седьмой, восьмой, девятый - из цилиндров низкого давления. Имеются три регенеративных подогревателя высокого давления ПВД № 1, 2, 3; деаэратор повышенного давления; пять регенеративных подогревателя низкого давления ПНД № 4, 5, 6, 7, 8. Турбина имеет три цилиндра. Свежий пар Р=23,54 МПа, t=540 0 С поступает в ЦВД. Первые ступени ЦВД размещены во внутреннем корпусе. ЦВД расположен таким образом, что поток пара направляется от генератора к переднему подшипнику. Пар к турбине подается по двум паропроводам. Паровпуск трехстенный - наружный корпус, внутренний корпус и сопловые коробки. Всего в ЦВД 10 ступеней активного типа, первая из которых регулирующая. За регулирующей ступенью давление пара равно 17,05 МПа, а температура - 4950 С. За восьмой ступенью ЦВД производится отбор пара на регенерацию. После ЦВД при Р=4,13 МПа, t=2960 С по двум трубам диаметром 500 мм пар направляется в парогенератор, где осуществляется промперегрев. Далее, пройдя отсечные и регулирующие клапаны, пар поступает в цилиндр среднего давления с Р=3,61 МПа и t=540 0 С . Первые четыре ступени ЦСД расположены во внутреннем корпусе; диафрагмы остальных устанавливаются в трех обоймах. Всего в ЦСД 11 ступеней. Первые пять из них имеют рабочие лопатки с цельнофрезерованным бандажом. Все рабочие лопатки ЦСД закрученные, переменного по высоте профиля. Ротор ЦСД цельнокованый, корпус сварно-литой. После ЦСД пар, при давлении Р= 0,311 МПа и t=230 0 С, двумя ресиверными трубами, проходящими ниже плоскости горизонтального разъема, подается в два двухпоточных ЦНД. Из ЦСД в четвертом отборе пар отводится на деаэратор, и используется для турбины привода питательного насоса ТПН. Из ЦНД пар направляется в два конденсатора. Роторы низкого давления жесткие, сварно-кованые с шейками под подшипники диаметром 520 мм. В каждом потоке ЦНД по пять ступеней. Последние ступени выполнены, как и в турбине К-300-240, с лопатками длиной L=1050 мм. Эти модернизированные лопатки имеют улучшенные профили, оптимальные в периферийной части относительные шаги и выполнены заодно с бандажом. В рассматриваемой турбине на один поток приходится мощность 125 МВт. В последней ступени организована внутриканальная сепарация влаги из сопловых лопаток. Некоторая разгрузка ступеней низкого давления достигается применением конденсационной турбины для привода питательного насоса. Эта турбина питается паром низкого давления из промежуточного отбора главной турбины, и отбираемый пар не возвращается в основной агрегат, а конденсируется в отдельном конденсаторе. Все четыре ротора турбины соединены между собой жесткими муфтами. Каждый из роторов опирается на два опорных подшипника, выполненных самоустанавливающимися. Некоторые из них - сегментные. Упорный подшипник сегментного типа с одним упорным гребнем располагается между цилиндрами высокого и среднего давления. Несмотря на противоположное направление потоков пара в ЦВД и ЦСД и двухпоточные конструкции ЦНД в турбине предусмотрены разгрузочные диски, необходимые для уравновешивания осевых усилий во время переходных процессов. В крышках корпусов подшипников имеются масляные бачки, емкость которых рассчитана на обеспечение маслом подшипников при остановке турбоагрегата с отключенными масляными насосами. В турбине предусмотрено валоповоротное устройство, находящееся между двумя ЦНД. Турбина имеет два фикс-пункта (мертвые точки) в точках пересечения вертикальной плоскости турбины, проходящей через продольные шпонки под осью агрегата, с линиями поперечных шпонок под боковыми опорами первого и третьего выходных патрубков ЦНД (под осями левых опорных подшипников ЦНД). Рабочей жидкостью гидродинамической системы регулирования турбины является конденсат. Конденсат турбины подогревается в охладителе уплотнений ОУ, пяти регенеративных подогревателях низкого давления. После деаэратора конденсат питательным насосом прокачивается через три подогревателя высокого давления. Дренажи ПВД сливаются каскадно в деаэратор. Из ПНД № 4 дренаж сливается в ПНД № 5 и дренажным насосом подается в смеситель СМ. Дренаж ПНД № 6 сливается в ПНД № 7 и дренажным насосом ДН подается в СМ. Дренаж из ПНД № 8 и из охладителя уплотнений ОУ и эжектора ОЭ подается в конденсатор К. Централизованная масляная система снабжает маслом подшипники турбины и генератора и состоит из масляного бака, двух главных и одного резервного насосов и маслоохладителей. Масляные насосы приводятся электродвигателями (основные электродвигатели переменного тока, аварийные - постоянного). Общая длина турбины равна 29,5 м, а всего турбоагрегата с генератором и возбудителем - 46,3 м. Агрегат размещается поперек машинного зала. Таблица 1.1 – Процесс расширения пара в турбине Точка процесса Давление пара Р, МПа Температура пара t, 0 С 0 23,54000 540,0 0′ 22,36000 536,0 РС 17,05000 495,0 1 5,53000 339,0 2 3,92000 296,0 2′ 3,43000 540,0 3 1,64000 440,0 3′ 1,60000 435,0 3К 0,00523 34,0 4 0,70000 375,0 5 0,51000 295,0 6 0,29500 230,0 7 0,14300 168,0 8 0,08400 120,1 9 0,01670 60,0 К 0,00345 26,7 Таблица 1.3 – Параметры пара и воды регенеративных подогревателей высокого давления Параметры Наименование параметров Единицы измерения ПВД1 ПВД2 ПВД3 Pотб Давление пара МПа 5,82 4,13 1,73 P″отб Давление пара с учетом потерь МПа 5,53 3,92 1,64 tп Температура пара С0 339 296 440 hп Энтальпия пара кДЖ/кг 3037 2948 3344 ts Температура воды перед подогревателем С0 270 249 203 tп оп Температура пара в охладителе пара С0 280 259 213 hп оп Энтальпия пара в охладителе пара кДЖ/кг 1236,7 1129,9 911,4 hsi Энтальпия воды перед подогревателем кДЖ/кг 1080,8 865,9 tдр i Температура дренажа С0 257 211 − hдр i Энтальпия дренажа кДЖ/кг 1120,0 902,3 780,9 Θпв Недогрев воды С0 2 2 2 Рпв i Давление воды перед подогревателем МПа 33,5 34 34,5 tпв i Температура воды перед подогревателем С0 247 201 − Hпв i Энтальпия воды перед подогревателем кДЖ/кг 1075,34 871,46 − Р″пв i Давление воды после подогревателя МПа 33 33,5 34 t″пв i Температура воды после подогревателя С0 268 247 201 h″пв i Энтальпия воды после подогревателя кДЖ/кг 1172,36 1075,34 871,46 ri Суммарный подогрев воды в ступени регенерации кДЖ/кг 97,02 203,88 128,41 qi Тепло отдаваемое греющим паром в ступени регенерации кДЖ/кг 1800,3 1867,2 2478,1 Таблица 1.4 – Исходные данные турбоагрегата 1. Завод-изготовитель ХТГЗ 2. Тип агрегата К-500-240 3. Развиваемая мощность, МПа 500 4. Параметры свежего пара перед регулирующим клапаном турбины: - давление, МПа - температура, о С 23,54 540 5. Параметры свежего пара после регулирующего клапана: - давление, МПа - температура, о С 22,36 536 6. Параметры пара промперегрева перед стопорным клапаном ЦСД: - давление, МПа - температура, о С 3,43 540 7. Давление пара на выходе в конденсатор, МПа 0,00345 8. Внутренний относительный КПД турбины блока по отсекам, % : -ηцвд - ηцсд - ηцнд 87,5 91,4 88,0 1.2 Расчет подогревателей высокого давления Для расчета подогревателей высокого давления необходимо определить нагрев питательной воды в питательном насосе. Полагая механический коэффициент полезного действия насоса hмн = 0,975, определим его внутренний КПД: hн i = hн / hмн (1.2.1) где hн = 0,7869 – КПД насоса, hн i = 0,7869 / 0,975 hн i = 0,805 Повышение энтальпии воды в насосе определяется по формуле: Dhн i = (1.2.2) где Vср = 0,00112 м3 /кг – средний удельный объем воды в насосе, Давление питательной воды на нагнетании питательного насоса находим по формуле: РПН = (РП + РПГ +Рнив + DРс – Рд )·j (1.2.3) где РП = 25 МПа – давление свежего пара, РПГ = 4 МПа – потеря давления в парогенераторе, Рнив = H·g·r·10-6 (1.2.4) где Н = 30 м, g = 9,81 м/с2 , r = 0,0011068 м3 /кг. Рнив = Рнив = 0,266 МПа – нивелирные потери, DРс = 0,588 МПа – потери давления на гидравлическое сопротивление трубопроводов и теплообменников, Рд = 0,7 МПа – давление в деаэраторе, j = 1,05 – коэффициент запаса по давлению, РПН = (25+4+0,266+0,588-0,7)·1,05 РПН = 34 МПа Давление (подпор) на всасывающей стороне питательного насоса складывается из давления в деаэраторе Рд =0,7 МПа и гидростатического давления, определяемого разностью отметок деаэратора и всасывающего патрубка насоса. Давление на всасывающей стороне насоса можно считать постоянным и равным Рв = 0,9 МПа. Напор питательного насоса в номинальном режиме составит: DРПН = Рно – Рв (1.2.5) где Рно = 34 МПа – давление питательной воды, Рв = 0,9 МПа – давление на всасывающей стороне насоса. DРПН = 34 – 0,9 DРПН = 33,1 МПа Повышение энтальпии воды в насосе: Dhн i = Dhн i = 46,052 кДж/кг Расчет подогревателя высокого давления № 1 Для нахождения доли расхода пара на ПВД № 1 составим и решим уравнение теплового баланса: a1 (hп1 – hдр1 ) + aпр (hпр – hдр1 ) = aпв (hпв – hв2 )· (1.2.6) где a1 – доля расхода пара первого отбора, a1 (3037-1115,34)+0,0008(3323-1115,34)=1,015(1172,36-1075,34) a1 = 0,0506 hп1 = 3037 кДж/кг – энтальпия пара, hдр1 = hв2 + 40 (1.2.7) hдр1 = 1075,34+40 hдр1 = 1115,34 кДж/кг – энтальпия дренажа ПВД № 1, aпр = 0,0008 – доля пара на протечки свежего пара, hпр = h0 = 3323 кДж/кг – энтальпия свежего пара, aпв = 1,015 – доля расхода питательной воды, hпв = 1172,36 кДж/кг – энтальпия питательной воды, hв2 = 1075,34 кДж/кг – энтальпия воды после подогревателя ПВД № 2, hп = 0,995 – КПД пара. Расчет подогревателя высокого давления № 2 Для нахождения доли расхода пара на ПВД № 2 составим и решим уравнение теплового баланса: a2 (hп2 – hдр2 ) + a1 (hдр1 – hдр2 ) + aпр (hпр – hдр2 ) = aпв (hв2 – hв3 )· (1.2.8) где a2 – доля расхода пара второго отбора, a2 (2948-911,46)+0,0506(1115,34-911,46)+0,0008(3323-911,46) = 1,015(1075,34-871,46) a2 = 0,0961 hп2 = 2948 кДж/кг – энтальпия пара, hдр2 = hв3 + 40 (1.2.7) hдр2 = 871,46+40 hдр2 = 911,46 кДж/кг – энтальпия дренажа ПВД № 2, a1 = 0,0506 – доля расхода пара первого отбора, hдр1 = 1115,34 кДж/кг – энтальпия дренажа ПВД № 1, aпр = 0,0008 – доля пара на протечки, hпр = 3323 кДж/кг – энтальпия свежего пара, aпв = 1,015 – доля расхода питательной воды, hв2 = 1075,34 кДж/кг – энтальпия воды после подогревателя ПВД № 2, hв3 = 871,46 кДж/кг – энтальпия воды после подогревателя ПВД № 3, hп = 0,995 – КПД пара. Расчет подогревателя высокого давления № 3 Для нахождения доли расхода пара на ПВД № 3 составим и решим уравнение теплового баланса: a3 (hп3 – hдр3 ) + (a1 +a2 )(hдр2 – hдр3 ) + aпр (hпр – hдр3 ) = aпв (hв3 – hпн )· (1.2.10) где a3 – доля расхода пара третьего отбора, a3 (3344-783,052)+(0,0506+0,0961)(911,46-783,052)+0,0008(3323-783,052) = 1,015(871,46-743,052) a3 = 0,0043 hп3 = 3344 кДж/кг – энтальпия пара, hдр3 = hд + Dhн i = 40 (1.2.11) hд = 697 кДж/кг – энтальпия воды в деаэраторе, Dhн i = 46,052 кДж/кг – нагрев питательной воды в насосе, hдр3 = 697+46,052+40 hдр3 = 783,052 кДж/кг – энтальпия дренажа ПВД № 3, a1 = 0,0506 – доля расхода пара первого отбора, a2 = 0,0961 – доля расхода пара второго отбора, hдр2 = 911,46 кДж/кг – энтальпия дренажа ПВД № 2, aпр = 0,0008 – доля пара на протечки, hпр = 3323 кДж/кг – энтальпия свежего пара, aпв = 1,015 – доля расхода питательной воды, hв3 = 871,46 кДж/кг – энтальпия воды после подогревателя ПВД № 3, hпн = hд + Dhн i (1.2.12) hпн = 697 + 46,052 hпн = 743,052 кДж/кг – энтальпия воды после питательного насоса, hп = 0,995 – КПД пара. 1.3 Расчет турбины привода питательного насоса Требуется рассчитать долю расхода пара на турбину привода питательного насоса. Для этого составим уравнение: aтп = (1.3.1) aтп = aтп = 0,0618 где aпв = 1,015 – доля расхода питательной воды, Dhн i = 46,052 кДж/кг – нагрев питательной воды в насосе, Н0 = hп3 – hп3к (1.3.2) hп3 = 3344 кДж/кг – энтальпия пара третьего отбора, hп3к = 2358 кДж/кг – энтальпия пара отбора на конденсатор турбины привода питательного насоса, Н0 = 3344 – 2358 Н0 = 986 кДж/кг – располагаемый теплоперепад турбины привода питательного насоса, hн = 0,7869 – КПД насоса, hмн = 0,975 – механический КПД насоса. 1.4 Расчет деаэратора Составим уравнение теплового и материального баланса деаэратора. Уравнение материального баланса aшт + a + aд + aкд = aпв + aу + aэ (1.4.1) Принимаем коэффициенты: где aшт = 0,002 – доля расхода пара на утечки из штоков, a – сумма долей расхода пара на подогреватели высокого давления, a = a1 + a2 + a3 (1.4.2) a1 = 0,0506 - доля расхода пара на ПВД № 1, a2 = 0,0961 - доля расхода пара на ПВД № 2, a3 = 0,043 - доля расхода пара на ПВД № 3, a = 0,0506+0,0961+0,043 a = 0,1897 aд – доля расхода пара на деаэратор, aкд – доля расхода основного конденсата, подведенного в деаэратор, aпв = 1,015 – доля расхода питательной воды, aу = 0,003 – доля расхода пара на протечки через уплотнения, aэ = 0,003 – доля расхода пара на эжектор. 0,002+0,1897+aкд + aд = 1,015+0,003+0,003 aкд = 0,8293 - aд (1.4.3) Уравнение теплового баланса aшт hшт + a hдр3 + aд hд + aкд hв4 = aу h¢д + aэ h¢¢д + aпв h¢д (1.4.4) где aшт = 0,002 – доля расхода пара на утечки из штоков, hшт = 3323 кДж/кг – энтальпия свежего пара, a = 0,1897 – сумма долей расхода пара на подогреватели высокого давления, hдр3 = 783,052 кДж/кг – энтальпия дренажа ПВД № 3, aд – доля расхода пара на деаэратор, hд = 3212 кДж/кг – энтальпия пара в отборе на деаэратор, aкд – доля расхода основного конденсата, подведенного в деаэратор, hв4 = 626,79 кДж/кг – энтальпия воды на выходе ПНД № 4, aу = 0,003 – доля расхода пара на протечки через уплотнения, h¢д = 697 кДж/кг – энтальпия воды на выходе из деаэратора, aэ = 0,003 – доля расхода пара на эжектор, h¢¢д = 2762,7 кДж/кг – энтальпия пара на выходе из деаэратора, aпв = 1,015 – доля расхода питательной воды, 0,002·3323+0,1897·783,052+3212aд +(0,8293 - aд )·626,79 = 0,003·697+0,003·2762,7+1,015·697 aд = 0,01657 aкд = 0,8293-0,01657 aкд = 0,81273 1.5 Расчет подогревателей низкого давления Расчет подогревателей низкого давления № 4 и № 5 и смесителя СМ1 Для нахождения доли расхода пара на ПНД №4, ПНД № 5 и СМ1 составим и решим уравнения теплового баланса. П4. a4 (hп4 – hн4 ) = aк (hв4 – hв см1 )· (1.5.1) СМ1.aк5 = aкд - a4 - a5 (1.5.2) П5. a5 ·(hп5 – hн5 )+a4 (hн4 – hн5 )=aк5 (hв5 – hв6 ) (1.5.3) Решаем систему уравнений: где - доля конденсата в ПНД № 5, a4 – доля расхода пара на ПНД № 4, a5 – доля расхода пара на ПНД № 5, hв4 = 626,79 кДж/кг – энтальпия воды на выходе из ПНД № 4, hп = 0,995 – КПД пара, hп4 =3212 кДж/кг – энтальпия пара ПНД № 4, hн4 = 645,2 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара ПНД № 4, hв5 = 542,95 кДж/кг – энтальпия воды на выходе из ПНД № 5, hн5 = 559,2 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара ПНД № 5, aкд = 0,81273 – доля расхода основного конденсата, подведенного в деаэратор, (0,81273 - a4 - a5 + a4 + a5 )·626,79 – 0,995·(a4 ·(3212 – 645,2) = = 0,995·((0,81273 - a4 - a5 )·542,95 + (a4 + a5 )·559,2) a4 = 0,0274 – 0,00629·a5 (1.5.4) h·((a5 ·( hп5 – hн5 )+(0,0274 – 0,00629·a5 )( hн4 - hп5 )) = =( hв5 – hв6 )(0,81273 – 0,0274 + 0,00629·a5 - a5 ) (1.5.5) где hв6 = 445,82 кДж/кг – энтальпия воды на выходе из ПНД № 6, 0,995 (a5 (2918 – 559,2)+(0,0274 – 0,00629·a5 )(645,2 – 559,2) = =(542,95 – 445,82)(0,81273 – 0,0274 + 0,00629·a5 - a5 ) a5 = 0,03025 a4 = 0,0274 -0,00629·0,03025 a4 = 0,02721 aк5 = 0,81273 – 0,02721 – 0,03025 aк5 = 0,75527 Расчет энтальпии смесителя СМ1 hСМ1 = (1.5.6) где hСМ1 – энтальпия конденсата в СМ1, hСМ1 = hСМ1 = 541,38 кДж/кг Расчет подогревателей низкого давления № 6 и № 7 и смесителя СМ2 Для нахождения доли расхода пара на ПНД № 6, ПНД № 7 и СМ2 составим и решим уравнение теплового баланса. П6. a6 (hп6 – hн6 ) = aк5 (hв6 – hсм2 )· (1.5.7) СМ2.aк5 · hсм2 · = aк7 hв7 + (a6 + a7 ) hн7 (1.5.8) П7. a7 ·(hп7 – hн7 )+a6 (hн6 – hн7 )=aк7 (hв7 – hв8 ) (1.5.9) aк7 = aк5 - a6 - a7 (1.5.10) Решаем систему уравнений: где hп = 0,995 – КПД пара, a6 - доля конденсата в ПНД № 6, hп6 = 2812 кДж/кг – энтальпия пара ПНД № 6, hн6 = 461,36 кДж/кг – энтальпия воды на выходе из ПНД № 6, aк5 = 0,75527 – доля конденсата в ПНД № 5, hв6 = 445,82 кДж/кг – энтальпия воды на выходе из ПНД № 6, hСМ2 – энтальпия конденсата в СМ2, aк7 – доля конденсата в ПНД № 7, hв7 = 383,01 кДж/кг – энтальпия воды на выходе из ПНД № 7, a7 – доля расхода пара на ПНД № 7, hн7 = 398,02 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара ПНД № 7. aк7 = -7,1765·a6 – 1,03919·a7 + 0,88354 (1.5.14) Подставим выражение (1.5.14) в формулу (1.5.9). a7 ·(hп7 – hн7 )+a6 (hн6 – hн7 ) = (-7,1765·a6 – 1,03919·a7 + 0,88354)х х(hв7 – hв8 ) (1.5.15) где a7 – доля расхода пара на ПНД № 7, hп7 = 2720 кДж/кг – энтальпия пара ПНД № 7, hн7 = 398,02 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара ПНД № 7, a6 – доля расхода пара на ПНД № 6, hн6 = 461,36 кДж/кг – энтальпия пара ПНД № 6, hв7 = 383,01 кДж/кг – энтальпия воды на выходе из ПНД № 7, hв8 = 219,84 кДж/кг – энтальпия воды на выходе из ПНД № 8, hп = 0,995 – КПД пара. 0,995(a7 (2720-398,02)+a6 (461,36-398,02))= = (-7,1765a6 – 1,03919a7 + 0,88354)(383,01 – 219,84) a6 = -2,0097a7 + 0,11683 (1.5.16) aк7 = 0,63844 + 1,0097a7 (1.5.17) Подставим (1.5.16) и (1.5.17) в систему уравнения (1.5.13) и решим ее: -2338,887(-2,0097a7 + 0,11683)+336,714 = 381,095(0,63844 + 1,0097a7 ) + +396,0299(-2,0097a7 + 0,11683) + 396,0299a7 a7 = 0,047951 a6 = 0,020463 aк7 = 0,686856 Расчет энтальпии смесителя СМ2: hСМ2 = (1.5.18) hСМ2 = hСМ2 = 382,448 кДж/кг Расчет подогревателя низкого давления № 8, охладителя уплотнений ОУ, смесителя СМ3 Для нахождения доли расхода пара на ПНД № 8, смесителе СМ2 и охладителе уплотнений ОУ составим и решим уравнение теплового баланса: П8. a8 q8 = aк7 (hв8 – hОУ )· (1.5.19) ОУ.(aОУ +aэ )(hОУ - h )= aк7 (hОУ – hСМ3 ) (1.5.20) СМ3. aк7 hСМ3 = a8 hн8 + (aэ +aОУ ) h +aтп hтп +a h +aдв hдв (1.5.21) aк8 = aк7 - a8 – (a7 + aОУ ) - aтп - aдв (1.5.22) Решаем систему уравнений: где a8 – доля расхода пара ПНД № 8, hн8 = 234,42 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара ПНД № 8, aэ = 0,004 – доля расхода пара на эжектор, aОУ = 0,0018 – доля расхода пара на охладитель уплотнений, = + Dh(1.5.24) = 217,7 кДж/кг – энтальпия воды в конденсаторе, Dh = 40 кДж/кг – нагрев воды в ОУ, = 217,7 + 40 = 257,7 кДж/кг aтп = 0,0618 – доля расхода пара на турбину привода питательного насоса, h = 142,47 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара в турбине привода, a - доля пропуска воды через конденсатор, aдв = 0,02 – доля расхода добавочной воды, hдв = 125,75 кДж/кг – энтальпия добавочной воды. aк7 = 0,686856 – доля расхода конденсата на ПНД № 7, hСМ3 – энтальпия воды в смесителе СМ3, hОУ – энтальпия пара в охладителе уплотнений ОУ. 0,681056hОУ + 1,49466 = 234,42a8 + 1,49466 + 8,8 + 217,7a + 2,515 hОУ = 208,166 + 24,55 a8 (1.5.25) Подставим (1.5.25) в формулу (1.5.19): a8 q8 = aк7 (hв8 – 208,166 + 24,55 a8 )· (1.5.26) 2277,58a8 = (0,686856·219,84 – 0,686856(208,166 + 24,55a8 ) a8 = 0,00351 hОУ = 208,155 + 24,55·0,00351 hОУ = 208,252 кДж/кг Подставим это значение в формулу (1.5.23). aк7 hСМ3 = aк7 hОУ - (aОУ + aэ )(hОУ - ) 0,686856 hСМ3 = 0,681056·208,252 + 1,49466 hСМ3 = 208,669 кДж/кг 1.6 Материальный баланс пара и конденсата Доли отборов пара из турбины: a1 = aп1 + aшт = 0,0506 + 0,002 = 0,0526 a2 = aп2 = 0,0961 a3 = aп3 + aтп = 0,043 + 0,0618 = 0,1048 a4 = aд = 0,01657 a5 = aп4 = 0,02721 a6 = aп5 = 0,03025 a7 = aп6 = 0,020463 a8 = aп7 = 0,047951 a9 = aп8 = 0,00351 Пропуск пара в конденсатор турбины: a = a0 - ΣaI - aу - aупл - aОУ (1.6.1) где a0 = 1 – весь пар, ΣaI = 0,399454 – сумма всех долей расходов пара, aу = 0,002 – доля расхода пара на утечки, aупл = 0,002 – доля расхода пара на уплотнение, aОУ = 0,001 – доля расхода пара на охладитель уплотнений. a = 1 – 0,399454 – 0,002 – 0,002 – 0,001 a = 0,595546 Количество конденсата в конденсаторе: a = aк7 - a8 - aэ - aОУ - aтп - aдв (1.6.2) где aк7 = 0,686856 – доля расхода конденсата на ПНД № 7, a8 = 0,00351 – доля расхода конденсата на ПНД № 8, aэ = 0,004 – доля расхода конденсата на эжектор, aОУ = 0,0018 – доля расхода конденсата на охладитель уплотнений, aтп = 0,0618 – доля расхода конденсата на турбину привода, aдв = 0,02 – доля расхода конденсата на добавочную воду, a = 0,686856 – 0,00351 – 0,004 – 0,0018 – 0,0618 – 0,02 a = 0,595746 Определим погрешность материального баланса: D = D = D = 0,034%, что меньше 0,2%, следовательно, погрешность удовлетворяет условию. 1.7 Энергетический баланс и расход пара на турбоагрегат Данные, необходимые для расчета энергетического баланса и расхода пара на турбоагрегат, сведены в таблицу. Таблица 1.7.1 – Суммарная работа пара в отдельных отсеках турбины Отсек турбины Давление пара, МПа aj Внутреннее теплопадение Нij , кДж/кг Внутренняя работа на 1 кг свежего пара aj Нij , кДж/кг 0'-1 23,54-5,82 a0 -aшт =1-0,002=0,998=a0 '1 286 285,43 1-2° 5,82-4,13 a1-2 =a0 '1 -a1 =0,998-0,0506=0,9474 89 84,32 2'-3 3,61-1,73 a2 '-3 =a12 -a2 =0,9474-0,0961=0,8513 196 166,85 3-Д 1,73-0,7 a3-Д =a2 '-3 -a3 -aтп = =0,8513-0,043-0,0618=0,7465 132 98,54 Д-4 0,7-0,537 aД-4 =a3-Д -a4 = =0,7465-0,01657=0,72993 156 113,87 4-5 0,537-0,311 a4-5 =aД-4 -a4 = 0,72993-0,02721=0,70272 138 96,98 5-6 0,311-0,15 a5-6 =a4-5 -a5 = =0,70272-0,03025=0,67247 106 71,28 6-7 0,15-0,088 a6-7 =a5-6 -a6 = 0,67247-0,020463=0,652007 92 59,58 7-8 0,088-0,0176 a7-8 =a6-7 -a7 = =0,652007-0,047951=0,604056 208 125,64 8-К 0,0176-0,00363 a8-К =a7-8 -a8 = =0,604056-0,00351=0,600546 174 104,5 Определяем расход пара на турбину: Д0 = (1.7.1) где Д0 – расход пара на турбину, кг/с, WЭ = 500 МВ – номинальная мощность турбоустановки, = 1207,39 кДж/кг – сумма внутренней работы на 1 кг свежего пара, hМ = 0,994 – механический КПД, hГ = 0,99 – КПД генератора. Д0 = Д0 = 420,82 кг/с Удельный расход пара на турбину: d0 = (1.7.2) где d0 - удельный расход пара на турбину, кг/кВт·ч; Д0 = 420,82 кг/с – расход пара на турбину; WЭ = 500 МВт – мощность турбины; WТП = (1.7.3) где aПВ = 1,015 – доля расхода питательной воды, Vср = 0,0011 м3 /кг – удельный объем пара, РН = 34,5 МПа – давление питательного насоса, РВ = 0,7 МПа – давление в деаэраторе, hН = 0,805 – внутренний КПД насоса. WТП = WТП = 19727,68 кВт a0 = a0 = 2,915 кг/кВт·ч Расходы пара и воды: Дi = ai ·Д0 (1.7.4) где Дi – расход пара или воды, кг/с; aI – доля расхода пара или воды, Д0 = 420,82 кг/с – расход пара на турбину. Д1 = a1 ·Д0 (1.7.5) Д1 = 0,0526·420,82 Д1 = 22,14 кг/с ДП1 = aП1 ·Д0 (1.7.6) ДП1 = 0,0506·420,82 ДП1 = 21,29 кг/с Д2 = a2 ·Д0 (1.7.7) Д2 = 0,0961·420,82 Д1 = 40,44 кг/с Д3 = a3 ·Д0 (1.7.8) Д3 = 0,1048·420,82 Д3 = 44,1 кг/с ДП3 = aП3 ·Д0 (1.7.9) ДП3 = 0,043·420,82 ДП3 = 18,095 кг/с Дд = aд ·Д0 (1.7.10) Дд = 0,01657·420,82 Дд = 6,97 кг/с Д4 = a4 ·Д0 (1.7.11) Д4 = 0,02721·420,82 Д4 = 11,45 кг/с Д5 = a5 ·Д0 (1.7.12) Д5 = 0,03025·420,82 Д5 = 12,73 кг/с Д6 = a6 ·Д0 (1.7.13) Д6 = 0,020463·420,82 Д6 = 8,61 кг/с Д7 = a7 ·Д0 (1.7.14) Д7 = 0,047951·420,82 Д7 = 20,18 кг/с Д8 = a8 ·Д0 (1.7.15) Д8 = 0,00351·420,82 Д8 = 1 Д = a ·Д0 (1.7.16) Д = 0,595546·420,82 Д = 250,62 кг/с Количество пара, поступившего на промежуточный перегрев: Дпп = aпп ·Д0 (1.7.17) где Дпп – количество пара, поступившего на промежуточный перегрев, кг/с; aпп = 0,8513 – доля расхода пара на промежуточный перегрев; Д0 = 420,82 кг/с – расход пара на турбину. Дпп = 0,8513·420,82 Дпп = 358,24 кг/с Паровая нагрузка парогенератора: Дпг = aпг ·Д0 (1.7.18) где Дпг – паровая нагрузка парогенератора, кг/с; aпг = 1,015 – доля расхода; Д0 = 420,82 кг/с – расход пара на турбину. Дпг = 1,015·420,82 Дпг = 427,13 кг/с Расход пара на турбопривод: Дтп = aтп ·Д0 (1.7.19) где Дтп – расход пара на турбопривод, кг/с; aтп = 0,0618 – доля расхода пара; Д0 = 420,82 кг/с – расход пара на турбину. Дтп = 0,0618·420,82 Дтп = 26,01 кг/с Расход добавочной воды: Ддв = aдв ·Д0 (1.7.20) где Ддв – расход добавочной воды, кг/с; aдв = 0,02 – доля расхода добавочной воды; Д0 = 420,82 кг/с – расход пара на турбину. Ддв = 0,02·420,82 Ддв = 8,42 кг/с 1.8 Энергетические показатели турбоустановки и энергоблока Полный расход тепла на турбоустановку: Qту = Д0 (h0 - hпв )+Дпп (h - h° ) (1.8.1) где Д0 = 420,82 кг/с – расход пара на турбину, h0 = 3323 кДж/кг – энтальпия свежего пара, hпв = 1172,36 кДж/кг – энтальпия питательной воды, Дпп = 358,24 кг/с – количество пара, поступившего на промежуточный перегрев, h = 3540 кДж/кг – энтальпия пара в пароперегревателе, h° = 2948 кДж/кг – энтальпия пара перед пароперегревателем. Qту = 420,82 (3323-1172,36) + 358,24 (3540-2948) Qту = 1117110,405 кВт Расход тепла турбоустановки на производство электроэнергии: Q = Qту – Ддв (hпв – hдв ) (1.8.2) где Qту = 1117110,405 кВт – полный расход тепла на турбоустановку, Ддв = 8,42 кг/с – расход добавочной воды, hпв = 1172,36 кДж/кг – энтальпия питательной воды, hдв = 125,75 кДж/кг – энтальпия добавочной воды, Q = 1117110,405-8,42·(1172,36-125,75) Q = 1108297,949 кВт Удельный расход тепла турбоустановки на производство электроэнергии (без учета собственного расхода электроэнергии и с учетом расхода тепла на турбопривод): q = (1.8.3) где Q = 1108297,949 кВт – расход тепла турбоустановкой на производство электроэнергии, WЭ = 500 МВт – мощность турбоустановки, WТП = 19,72768 МВт – мощность турбопривода. q = q = 2,132 кДж/кВт Коэффициент полезного действия турбоустановки на производство электроэнергии: h = (1.8.4) h = h = 0,469 Тепловая нагрузка парогенератора: Qпг = Дпг (hпг – hпв )+Дпп (h – h ) (1.8.5) где Дпг = 427,13 кг/с – расход пара на парогенератор, hпг = 3322,95 кДж/кг – энтальпия свежего пара, hпв = 1172,36 кДж/кг – энтальпия питательной воды, Дпп = 358,24 кг/с – расход пара на пароперегреватель, h = 3554,5 кДж/кг – энтальпия пара в парогенераторе, h = 2956,64 кДж/кг – энтальпия пара перед парогенератором. Qпг = 427,13 (3322,95-1172,36)+358,24(3554,5-2956,64) Qпг = 1132758,873 кВт Коэффициент полезного действия транспорта тепла: hтр = (1.8.6) hтр = hтр = 0,986 Расход тепла топлива: Qс = (1.8.7) где hпг = 0,925 – коэффициент полезного действия парогенератора, Qс = Qс = 1224604,187 кВт Коэффициент полезного действия энергоблока (брутто): hэс = (1.8.8) hэс = hэс = 0,424 Удельный расход тепла на энергоблок: qэс = (1.8.9) qэс = qэс = 2,358 кДж/кВт Коэффициент полезного действия энергоблока (нетто): h = hэс (1-Эсн ) (1.8.10) где Эсн = 0,03 – собственный удельный расход электроэнергии. h = 0,424 (1-0,03) h = 0,411 Удельный расход условного топлива (нетто) на энергоблок: b = (1.8.11) b = b = 83,02 г/МДж = 300,58 г/кВт·ч Коэффициент полезного действия станции: hст = h ·hтр · hпг (1.8.12) где h = 0,411 – коэффициент полезного действия энергоблока (нетто), hтр = 0,986 – коэффициент полезного действия транспорта, hпг = 0,925 – коэффициент полезного действия парогенератора. hст = 0,411·0,986·0,925 hст = 0,377 Удельный расход условного топлива на станцию (нетто): b = (1.8.13) b = b = 326,26 г/кВт·ч 1.9 Расчет подогревателя низкого давления Произведем тепловой, гидравлический и прочностной расчет подогревателя низкого давления ПНД № 4. Тепловой расчет ПНД № 4 Расход греющего пара: Д0 = Gк (1.9.1.1) где Gк = aкд ·Д0 (1.9.1.2) где aкд = 0,81273 – доля расхода конденсата в деаэраторе, Д0 = 420,82 кг/с – расход греющего пара на турбину, Gк = 0,81273·420,82 Gк = 342 кг/с hвых = 626,79 кДж/кг – энтальпия воды на выходе, hвх = 542,95 кДж/кг – энтальпия воды на входе, hп = 3056 кДж/кг – энтальпия пара (см. таблицу 1.1), hн = 645,2 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара (см. таблицу 1.1), hп = 0,98 – коэффициент полезного действия. Д0 = 342· Д0 = 12,14 кг/с Количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогревателе: Q = Д0 (hп - hн ) hп (1.9.1.3) где Д0 = 12,14 кг/с – расход греющего пара в подогревателе, hп = 3056 кДж/кг – энтальпия пара (см. таблицу 1.1), hн = 645,2 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара (см. таблицу 1.1), hп = 0,98 – коэффициент полезного действия. Q = 12,14 (3056 – 645,2) 0,98 Q = 28681,8 кВт Значение температурного напора: Dt = (1.9.1.4) где = tн4 – tн5 = 153-133 = 20°С = tн4 – t"в4 = 4°С Dt = Dt = 9,9°С Для расчета принимаем коэффициент теплопередачи К=4,668 кВт/м2 ·°С. Требуемая поверхность в этом случае составит: F = (1.9.1.5) где Q = 28681,8 кВт – количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогревателе, К = 4,668 кВт/м2 ·°С – коэффициент теплопередачи, Dt = 9,9°С – температурный напор, F = F = 620,6 м2 С учетом принятой поверхности предварительно принимаются основные размеры подогревателя. Подогреватель выполняется с одной трубной доской и U-образными латунными трубками диаметром 16х0,75 мм. Приняв шахматное расположение труб (S1 = 22 мм и S2 = 19 мм) с коэффициентом заполнения трубной доски h = 0,48 и скорость движения воды в трубах wв = 1,2 м/с, можно определить число параллельных труб по ходу воды: Z1 = (1.9.1.6) где Gк = 342 кг/с – расход конденсата, Vк = 0,00107 м3 /кг – удельный объем конденсата, wв = 1,2 м/с – скорость движения воды в трубах, dв = 0,0145 м – внутренний диаметр трубки. Z1 = Z1 = 1848 шт. Площадь трубной доски, занятая трубами: Fтр = Z (1.9.1.7) где Z = 2Z1 = 3696 шт. – количество трубок в трубной доске, dн = 0,016 м – наружный диаметр трубки, h = 0,48 – коэффициент заполнения трубной доски. Fтр = 3696· Fтр = 1,547 м2 Средняя длина труб: l = (1.9.1.8) где F = 620,6 м2 – требуемая поверхность для теплопередачи, Z1 = 1848 шт. – количество трубок, dн = 0,016 м – наружный диаметр трубки. l = l = 3,34 м Средняя активная длина труб для отдельных отсеков подогревателя: Накт = (1.9.1.9) где ΣНi = 1+1,1+1,24 – сумма длины отдельных отсеков, Накт = Накт =1,122 м Удельное количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогреватель: q = (1.9.1.10) где Q = 28681,8 кВт – количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогреватель, F= 620,6 м2 – требуемая поверхность, q = q = 46,22 кВт/м2 Для определения коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке труб необходимо вначале установить режим движения пленки конденсата. Значение числа Рейнольдса для пленки конденсата на нижней кромке поверхности: Re = (1.9.1.11) где q = 46,22 кВт/м2 – удельное количество теплоты, l = 3,34 м – средняя длина труб, r = 2104,3 кДж/кг – удельная теплота испарения, r = 914,12 кг/м3 – плотность среды, ν = 0,1994·10-6 м2 /с– кинетическая вязкость. Re = Re = 402 Так как Re = 402 >Reкр = 100, то средний коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенкам труб: a1 = l (1.9.1.12) где l = 0,6837 Вт/м·°С – теплопроводность, g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения, ν = 0,1994·10-6 м2 /с– кинетическая вязкость, Pr = 1,149 – число Прандтля, Re = 402 – число Рейнольдса. a1 = 0,6837 a1 = 9542 Вт/м2 ·°С Физические параметры конденсата, движущегося внутри труб, принимаются при значении температуры, равном: tср = (1.9.1.13) где tвх = 129°С – температура конденсата на входе, tвых = 149°С – температура конденсата на выходе, tср = tср = 139°С Число Рейнольдса в этом случае: Reж = (1.9.1.14) где wв = 1,2 м/с – скорость движения воды в трубах, dв = 0,0145 м – внутренний диаметр трубки, ν = 0,2186·10-6 м2 /с– кинетическая вязкость жидкости. Reж = Reж = 79597 Reж >Reкр , то есть режим движения конденсата турбулентный. При tж ≈ tст ≈139°С, Рr ж = 1,27, а eв = 1, тогда