Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 28
|
Аннотация
В середине прошлого века в промышленно развитых странах начались разработки энергоблоков, рассчитанных на сверхкритические параметры пара, что было вызвано необходимостью снижения удельных расходов топлива. Вслед за советскими инженерами, которые в 1949 г. ввели в эксплуатацию первый в мире котел на давление 30 МПа, американские специалисты приступили к созданию и широкому распространению крупных энергетических котлов сверхкритического давления (СКД). В начале 80-х годов интерес к энергоблокам на сверхкритическое давление в США заметно снизился. Это объясняется тем что, во-первых, опыт начального периода эксплуатации энергоблоков СКД с прямоточными котлами показал, что их коэффициент готовности несколько ниже, чем у энергоблоков рассчитанных на докритические параметры пара, и с барабанными котлами. Во-вторых, совершенствование технологии добычи угля позволило снизить цены на топливо. Конкурентоспособность энергоблоков уменьшилась, так как при их сооружении используются чрезвычайно дорогие аустенитные стали. Все это привело к тому, что в 90-е годы США утратили ведущие позиции в повышении параметров пара. Лидирующее положение заняли европейски страны и Япония. Для них характерны высокий технологический уровень в энергомашиностроении и дорогое импортируемое топливо. Ситуация в США стала меняется только в последние годы. Среди причин, заставивших Американских энергетиков изменить свое отношение к разработке энергоблоков СКД, можно отметить следующие: Анализ работы 162 американских энергоблоков СКД, выполненный специалистами ЕPRI, показал что после начального периода эксплуатации они по показателям надежности и готовности достигли энергоблоки докритических параметров пара; их экономичность в среднем оказалась на 3% выше по сравнению с энергоблоками на докритическое давление (16,5 МПа, 538/538°С); отсутствие барабана и других толстостенных элементов у прямоточных котлов СКД привело к снижению на 15…20% Времени, необходимого для растопки из холодного состояния; Ситуация с ценами на уголь оказалась не такой благоприятной как ожидалось: Стоимость углей восточных угольных бассейнов начала заметно увеличиваться; за короткий период цены выросли на 25% и к началу 2004 г. Достигли абсолютного максимума за последние 25 лет. Появились новые марки сталей с содержанием хрома 9 и 12%, что решило вопрос надежной работы высокотемпературных элементов котлов, рассчитанных на температуру пара до 649°С; к концу десятилетия в Европе предполагалось создать материалы, способные обеспечить работу котла при температуре пара 705°С. Учитывая все это, DepartmentofEnergyUS, EPRI, OhaiocoaldevelopmentandNationallaboratoryofOakRidge совместно с производителями котлов приступили к разработке новых высокотемпературных материалов для котлов суперсверхкритических параметров (ССКД) с температурой перегретого пара до 760°С. Но главным стимулом для перехода К сверхкритическим параметрам пара явились новые требование к снижению выбросов токсичных (NOxи SO2) и парниковых (СО2) газов в атмосферу. Повышение КПД энергоблоков снижает расход топлива при выработке того же количества электроэнергии, а следовательно, уменьшает количество выбрасываемых в атмосферу продуктов сгорания. Ратификация Киотского протокола странами Европейского союза и Японией поставила их перед необходимостью снизить к 2008 и к 2012 г. Выбросы СО2 на 8 и 6%. В настоящее время наиболее освоенным методом снижения выбросов парниковых газов в атмосферу является повышение КПД использования органического топлива. Специалисты EPRI подсчитали что увеличение КПД энергоблока всего на 1% уменьшает выбросы СО2 в атмосферу на 1 млн. т за весь период работы. В США, несмотря на отказ ратифицировать Киотский протокол, проводится политика снижения выбросов парниковых газов, причем не абсолютных, а удельных (на 1 выработанной электроэнергии). С учетом этого специалисты EPRIпродолжают исследования по выбору наиболее подходящих параметров пара и схем для энергоблоков СКД нового поколения. Ими рекомендованы оптимальные параметры для нового энергоблока мощностью 700 МВт: давление – 31,0 МПа; температура-593°С и двойной промежуточный перегрев до той же температуры. При этом следует заметить, что энергоблок №1 ТЭС Эддистоун, проработавший более 35 лет, эксплуатировался в основном при более высоких давлении (32,2 МПа) и температуре (610°С). Для обоснований своих рекомендаций EPRI выполнили экономический анализ целесообразности повышения параметров пара за котлом до 35 МПа и 732°С. По расчетам, эти параметры обеспечивают КПД, равный 46 при однократном и 48% при двукратном перегреве пара. Для надежной работы котла с такими параметрами потребуются чрезвычайно дорогие материалы. Неизбежно встает вопрос: Сможет ли снижение затрат на топливо окупить дополнительные расходы, обусловленные использованием дорогих жаропрочных сталей? Были сделаны расчеты для трех энергоблоков мощностью 500 МВт. Предполагалось, что все они будут работать на одинаковом высококачественном угле стоимостью 41,67 дол/т.у.т. Коэффициент использования установленной мощности для всех энергоблоков принят равным 80%, а срок амортизации капитальных затрат -20 лет. Чем выше стоимость топлива, тем больше предельное значение удельных затрат, при которых переход от докритических к сверхкритическим параметрам еще обеспечивает конкурентоспособность энергоблоков СКД. например, при цене топлива 41,67 дол /т.у.т. энергоблок СКД с КПД=40,1% можно предпочесть энергоблоку на докритические параметры только при условии, что его удельные капиталовложения будут выше не более 6%(1080 дол/кВт). Если при той же цене топлива перейти к суперсверхкритическим параметрам с КПД=42,7%, то предельные капитальные затраты составят уже 1120 дол/кВт. Если экономичность энергоблока будет увеличена до 45%, то при цене 41,67 дол/т.у.т. он будет конкурентоспособен даже в случае роста удельных капитальных затрат до 1174 дол/кВт. При более низкой стоимости топлива (например 13,9 дол/т.у.т) увеличение удельных капитальных затрат даже на 2,5% ставит под сомнение целесообразность перехода от докритического давления к сверкритическому. Следует, однако, заметить, что приведенные цифры не учитывают возможных в будущих платежей за выбросы парниковых газов. Для котла докритического давления Выбросы СО2 составляют 0,85 т/(МВт*Ч), а для котла на суперсверхкритические параметры составляют всего 0,65 т/(МВт*Ч), т.е. меньше на 23%. Введение платы за выбросы парниковых газов приведет к большей целесообразности сооружения энергоблоков СКД и ССКД в область более дешевых углей. В настоящее время наиболее целесообразным является введение новых мощностей. 1. Выбор типа и количества турбин, энергетических котлов
1.1
Выбор типа и количества турбин
ГРЭС проектируется в городе Иваново. Основное топливо – газ, резервное – мазут. Электрическая мощность ГРЭС составляет 1050 МВт. В соответствии с НТП, единая мощность турбоагрегата выбирается исходя из конкретных местных условий с учетом перспективы развития объединенной энергосистемы, а также конкретные виды нагрузок в соответствии с заданием. Тепловая нагрузка Qр
=400 ГДж/ч, из которой Qот
=300 ГДж/ч, Qгвс
=100 ГДж/ч. В соответствии с заданными нагрузками выбираю турбину К210–130 в количестве 5 агрегатов. Начальные параметры пара: Ро
=12,75 МПа; tо
=545о
С; Dо
=670 т/ч. Станция выполнена блочно. 1.2
Выбор типа и количества котлов
Котлы для моноблоков выбираются по максимальному пропуску пара через турбину с учетом расхода пара на собственные нужды и запаса в размере 3%, места расположения проектируемой станции, а также начальным параметрам (Ро
, tо)
пара на турбину и видом топлива. В соответствии с начальными параметрами выбирается котел Еп-670–140 ГМ в количестве 5 агрегатов. 2.
Составление принципиальной тепловой схемы электростанции, её расчет на заданный режим
2.1 Описание тепловой схемы ГРЭС
ГРЭС установлена в городе Иваново. Основное топливо – газ, резервное – мазут. Электрическая мощность ГРЭС составляет 1050 МВт. Тепловая нагрузка Qр
=400 ГДж/ч, из которой Qот
=300 ГДж/ч, Qгвс
=100 ГДж/ч. В соответствии с заданными нагрузками устанавливается турбина К210–130 в количестве 5 штук. Начальные параметры пара: Ро
=12,75 МПа; tо
=545о
С; Dо
=670 т/ч. Станция выполнена блочно. По НТП котлы выбираются по виду топлива, максимальному расходу пара на турбину и начальным параметрам. В связи с этим выбирается котел Еп-670–140 ГМ в количестве 5 штук. Каждый турбоагрегат имеет сетевую установку, состоящую из двух сетевых подогревателей, водогрейных котлов и сетевых насосов. Температурный график равен 120/70. Система ГВС закрытая. Регенеративная установка каждого турбоагрегата состоит из трех ПВД и четырех ПНД, в которых производится нагрев основного рабочего тела до температуры питательной воды 240о
С. Деаэрация питательной воды происходит в деаэраторе типа ДП – 1000. Нагрев осуществляется с давлением 0,7 МПа. Нагрев питательной воды составляет 20о
С. Основной конденсат и питательная вода нагреваются в регенеративных подогревателях паром из отборов турбины. Слив дренажей из ПВД каскадный с последующим заводом в основной деаэратор. Слив дренажей из ПНД смешанный с последующим заводом в линию основного конденсата. Пар после прохождения проточной части турбины поступает в конденсатор. Для каждой турбины установлен конденсатор типа 200КЦС-2, где пар конденсируется и подается конденсатным насосом в основной деаэратор. Конденсатный насос имеет резерв. Турбина типа К210–130 имеет 7 регенеративных отборов пара. 2.2 Основные параметры турбины
Давление свежего пара Ро
=130 ат= 12,75 МПа. Температура свежего пара tо
=545о
С. Конечное давление пара Рк
=0,00353 МПа. Температура питательной воды tп.в.
=240о
С. Давление пара в отборах: 1 отб. ПВД 7 Р1
=3,855 МПа 2 отб. ПВД 6 Р2
=2,52 МПа 3 отб. ПВД 5 Р3
=1,187 МПа деаэратор 1,187 МПа 4 отб. ПВД 4 Р4
=0,627 МПа 5 отб. ПВД 3 Р5
=0,232 МПа 6 отб. ПВД 2 Р6
=0,125 МПа 7 отб. ПВД 1 Р7
=0,026 МПа 2.3 Расчет повышения температуры питательной воды в питательном насосе
Δtп.н.
=υ∙(Рн
– Рв
)∙103
/ с∙ηп.н.,
о
С υ – удельный объем, м3
/кг Рн
– давление на стороне нагнетания питательного насоса, МПа Рв
– давление на стороне всасывания питательного насоса, МПа с – удельная теплоемкость, кДж/кг· о
С ηп.н.
– кпд питательного насоса ∆tп.н.
= 0,0011· (18–0,8) · 103
/ 4,19· 0,85 =5,3о
С 2.5 Определение температуры дренажей питательной воды и конденсата после подогревателей высокого давления и подогревателей низкого давления
Разность температур в группе ПВД ∆t = tвых
– tвх
δΔt = tн
– tвых
на группу ПВД ∆t = tп.в.
– tп.н.
∆t = 240–170=70 о
С На 1 ПВД ∆t1
= ∆t/3 ∆t1
= 70/3 =23,3 о
С tвх
= tп.н.
+ ∆t1
= 170 + 23,3 = 193,3 о
С tвых
= tвх
+ ∆t1
= 193,3 + 23,3 = 216,6 о
С tп.в.
= tвых
+ ∆t1
= 216,6 + 23,3 = 239,9 о
С Принимаем температурный напор δt = 5 о
С tн1
= tп.в.
+ δt = 240 + 5 = 245о
С tн2
= tвых
+ δt = 216,6 + 5 = 221,6 о
С tн3
= tвх
+ δt = 193,3 + 5= 198,3 о
С Разность температур в группе ПНД ∆tпнд
= t5
– t1
= 140–31=109 о
С ∆t1
= ∆tпнд
/4 = 109/4 = 27,25 о
С t2
= t1
+ ∆t1
= 31+27,25 = 58,25 о
С t3
= t2
+ ∆t1
= 58,25+27,25 = 85,50 о
С t4
= t3
+ ∆t1
= 85,5+27,25 = 112,75 о
С t5
= t4
+ ∆t1
= 112,75+27,25 = 140 о
С tн7
= t2
+ δt= 31 + 5 = 36 о
С tн6
= t3
+ δt= 58 + 5 = 63,25 о
С tн5
= t4
+ δt= 85,5 + 5 = 90,5 о
С tн4
= t5
+ δt= 140 + 5 = 145 о
С 2.6 Расчет параметров сетевой установки
tпр
t1
СП1
Рисунок 2.1 – Схема сетевой установки Расход сетевой воды: Dсв
= Qр
· 103
/ с (tпр
– tобр
), т/ч Qр
– расчетная тепловая нагрузка, кДж/кг tпр
, tобр
– температура прямой и обратной сетевой воды, о
С tпр
= 120 о
С; tобр
= 70 о
С Dсв
= 400 · 103
/ 4,19 (120–70) = 1909,3 т/ч Температура сетевой воды за сетевыми подогревателями: tпр
= 120 при tн
= 125 Рто = 0,232 МПа 2.7 Процесс расширения пара в турбине
Процесс расширения пара разбиваем на 3 отсека. Первый отсек – от начального давления пара до третьего регулируемого отбора. Второй отсек – от третьего регулируемого отбора до нижнего теплофикационного отбора. Третий отсек – от нижнего теплофикационного отбора до конечного давления. В процессе построения принимаем потери давления на клапан ∆Ркл
= 0,05 Р0
. Действительный теплоперепад в отсеках определяется с учетом внутренних относительных кпд. ηoi
Ι
= 0,825 ηoi
ΙΙ
= 0,875 ηoi
ΙΙΙ
= 0,79 Ро
= 12,75 МПа = 130 бар tо
= 545 о
С Ро
'
= Ро
– 0,05· Ро
= 130 – 0,05 · 130 = 123,5 бар i3
= 3064кДж/кг ∆Но
Ι
= i0
– i3
= 3460 – 2980 = 480 кДж/кг ∆Нр
Ι
= ∆Но
Ι
· ηoi
Ι
= 480 · 0,825 = 396 кДж/кг i3
'
= 3540кДж/кг Iто
= 2980 кДж/кг ∆Но
ΙΙ
= i3
'
– iто
= 3540 – 2888 = 652 кДж/кг ∆Нр
ΙΙ
= ∆Но
ΙΙ
· ηoi
ΙΙ
= 652 · 0,875 = 608 кДж/кг iто
'
= 2980 кДж/кг iк
= 2296 кДж/кг ∆Но
ΙΙΙ
= iнто
'
– iк
= 2980–2296 = 732 кДж/кг ∆Нр
ΙΙΙ
= ∆Но
ΙΙΙ
· ηoi
ΙΙΙ
= 732 · 0,79 = 592 кДж/кг iк
'
= 2436 кДж/кг 2.8 Параметры пара и воды
Таблица 2.1 2.9 Расчет параметров сетевой установки
tпр=120
Рисунок 2.2 – Схема параметров сетевой установки Dсп
1
·(iн
.
о
.
– i1
н
) · η = Dс
.
в
.
· (i1
– iобр
) Dсп
1
= Dс
.
в
.
· (i1
– iобр
) / (iн
.
о
.
– i1
н
) · η Dсп1
= 1909,3*(503,7–292,97)/((3008–525)*0,98)= 165,34 т/ч 2.10 Расчет подогревателей высокого давления
tп.в.
iп.в.
ПВД7 D1
Р1
D1
i1
tн
1
iн
1
tвых
iвых
ПВД6 D2
Р2
D1
+ D2
i2
Рисунок 2.3 – Схема подогревателей высокого давления D1
· (i1
– iн1
) · η= Dп.в.
· (iп.в.
– iвых
) D1
= 1.01Dп.в.
· (iп.в.
– iвых
) / (i1
– iн1
) · η D1
= 1.01D (1037.6 – 925.2) / (3176 – 1061.6) · 0,98 = 0.0547D D2
· (i2
– iн2
) · η + D1
· (iн1
– iн2
)=1.01D· (iвых
– iвх
) D2
· (i2
– iн2
) · η = Dп.в.
· (iвых
– iвх
) – D1
· (iн1
– iн2
) D2
= 1.01Dп.в.
· (iвых
– iвх
) – D1
· (iн1
– iн2
) / (i2
– iн2
) · η D2
= 1.01D · (925.2 – 820.9) – 0.0547D · (1061.6 – 948.3) / (3064 – 948.3) · 0,98 = 0.0478D D3
· (i3
– iн3
) · η + (D1
+D2
) · (iн2
– iн3
)=Dп.в.
· (iвых
– iпн
) D3
· (i3
– iн3
) · η = Dп.в.
· (iвых
– iпн
) – (D1
+D2
) · (iн2
– iн3
) D3
= 1.01Dп.в.
· (iвых
– iпн
) – (D1
+D2
) · (iн2
– iн3
) / (i3
– iн3
) · η D3
= 1.01D· (820.9 – 697) – (0.0547D+0.0478D) · (948.3 – 843.4) / /(3360 – 843.4)· 0,98 = 0.0464D 2.11 Расчет основного деаэратора
Dдр
Dк
iдр
iк
Dс
1
=Dрнп
iрнп
i0
Рисунок 2.4 – Схема основного деаэратора Из уравнения материального баланса деаэратора выражаем расход основного конденсата, поступающего в деаэратор: Dп.в.
= Dд
+ (D1
+ D2
+ D3
) + Dс1
+ Dк3
Dк3
= Dп.в.
– Dд
– (D1
+ D2
+ D3
) – Dс1
Dк3
= 1.01 Dд
– D3отб – 0.1489D = 0.8611 – D3отб Уравнение теплового баланса деаэратора: 0.1489D· i3
· η+ Dk· ik
· η+ D3отб· iот
· η=1.01D· iпв
0.1489D· 83.4· 0.98+ (0.8611D-D3отб,)· 589,1· 0,98+ D3отб· 3360·0,98 = 1.01D· 697 3292.8D3отб =704D 62.1D+2715D3отб =704D 2715.5D3отб =83.9D D3отб =0.0309D Dк3=0.8611-0.0309=0.8302
D
Dк3=0.8302
D
2.12 Расчет подогревателей низкого давления
Схема ПНД. ПНД4 ПНД3 ПНД2 ПНД1 t5
t6
t7
t8
t4
Рисунок 2.5 – Схема подогревателей низкого давления t4
= 140о
С, тогда i5
= 589,1 кДж/кг Тепловой баланс ПНД4: D4
· (i4
– iн4
) · η = Dк
· (iк
– i5
) D4
= Dк
3
· (i4
– i5
) / (i4
– iн
4
) · η D4
= D· 0,8302 (589,1 – 503,7) / (3196 – 589,1) · 0,98 = 0,028D t3
= 120о
С, тогда i6
= 503,7 кДж/кг Тепловой баланс ПНД3: D5
· (i5
– iн5
) · η + D4
· ∆τ45
· η = Dк2
· (i5
– i6
) Dк2
= Dк3
– (D4
+ D5
) Dк2
= Dк1
– (D4
+ D5
+D6
) = 0,8302 D – (0,028D+ D5
+D6
) D5
· (3008 – 525) · 0,98 + 0,028D · (610,6–525) 0,98 = (0,8022 D-D5
– D6
) · (589,1 – 355,92)+(0,028D+ D5
+D6
) (589,1–376,94) D5
· 2454,42 = 190,65D – 22,02D6 D5
= 0,077D – 0,0003D кг/с D5=0.0767D Тепловой баланс ПНД2: D6
· (i6
– iн
6
) · η + Dс
2
· (iΙΙ
''
– iн
2
) · η = Dк
1
· (iн
6
– i7
) Dк
1
= Dк
2
– (D6
+ Dс
2
+ Dсп
2
) Dк
1
= 0.8022 – (D5
– D6
) D6
· (2920 – 376.94) =(0.8022D – D5
– D6
) · (355,92 – 242,72) D6
· 2492,2 = 90,8D – 113,2D5
– 113,2D6
D6
= 0,0348D – 0,0434D5
D6
= 0,0348D – 0,0434D5
(0,077D – 0,069D6
) D6
= 0,0315D Тепловой баланс ПНД1: D7
· (i7
– iн7
) · η = Dк
· (i7
– i8
) Dк
= D – (D4
+ D5
+D6
+D7
) D7
= Dк
· (i7
– i8
) / (i7
– iн
7
) · η D7
= 0.6652D · (242.46 – 142,46) / (2780 – 263.65) 2466.023D7
= 66.52D D7
= 0.0257D Dпр
= βпр
· Dк
ном
, т/ч βпр
= 1,5% от паропроизводительности котла Dпр
= 0,01 · 670 = 6,7 т/ч Давление в барабане котла: Рб
= Ро
к
+ ∆Рпп
, МПа Ро
к
– номинальное давление пара в котле, МПа Ро
к
= 13,75 МПа ∆Рпп
– гидравлическое сопротивление пароперегревателя, МПа ∆Рпп
= 1,4 Мпа Рб
= 13,75 + 1,4 = 14,15 В данном случае целесообразно завести пар из первой ступени сепаратора в деаэратор, поэтому давление в РНП – Ι, и потеря продувочной воды определяется из уравнения теплового и материального баланса расширителя продувки: Qпр
= Qс1
+ Q0,7
Dпр
·iб
· η = Dc
1
· i''
Ι
+ D0,7
· i'
Ι
Dпр
·iб
· η = Dc
1
· i''
Ι
+ Dпр
· i'
Ι
– Dс1
· i'
Ι
Dпр
· (iб
· η – i'
Ι
) = Dc
1
· (i''
Ι
– i'
Ι
) Dc
1
= Dпр
· (iб
· η – i'
Ι
) / i''
Ι
– i'
Ι
Dc
1
= 6,7 · (1620 · 0,98 – 697) / (2762,9 – 697,1)= 2,89 т/ч = 0,8 кг/с iб
, i''
Ι
, i'
Ι
– энтальпии продувочной воды, отсеппарированного пара и отсеппарированной воды соответственно, кДж/кг. Η – коэффициент, учитывающий охлаждение сепаратора, принимается равным 0,98. Количество продувочной воды после сепаратора первой ступени: Dпр
'
= Dпр
– Dc
1
, т/ч Dпр
'
= 6,7–2,89 = 3,81 т/ч (Dпр
– Dc
1
) · i'
Ι
= Dc
2
· i''
ΙΙ
+ D0,15
· i'
ΙΙ
Dпр
· i'
Ι
– Dс1
· i'
Ι
= Dc
2
· i''
ΙΙ
+ (Dпр
– Dc
1
– Dс2
) · i'
ΙΙ
Dпр
· i'
Ι
– Dс1
· i'
Ι
= Dc
2
· i''
ΙΙ
+ Dпр
· i'
ΙΙ
– Dc
1
· i'
ΙΙ
– Dс2
· i'
ΙΙ
Dпр
· (i'
Ι
– i'
ΙΙ
) + Dc
1
· (i'
Ι
– i'
ΙΙ
) = Dc
2
· (i''
ΙΙ
– i'
ΙΙ
) Dc
2
= Dпр
· (i'
Ι
– i'
ΙΙ
) + Dc
1
· (i'
Ι
– i'
ΙΙ
) / i''
ΙΙ
– i'
ΙΙ
Dc
2
= 3,81· (697 – 467,13) + 2,89 · (697 – 467,13) /(2693,9 – 467,13) = 0,37 т/ч i'
ΙΙ
, i''
ΙΙ
– энтальпии сухого насыщенного пара и отсеппарированной воды, кДж/кг. Количество продувочной воды, сбрасываемой в канализацию: Dпр
''
= Dпр
'
– Dc
2
, т/ч Dпр
''
= 3,81–0,37 = 3,44 т/ч 2.14
Определение коэффициента недовыработки
yi·Di y1·D1 =0.810 * 0.0547D=0.0443D y2·D2 =0.736 * 0.0478D=0.0352D y3·D3 =0.902 * 0.0464D=0.0418D y4·D4 =0.742 * 0.0287D=0.0207D y5·D5 =0.558 * 0.0767D=0.0428D y6·D6=0.472 * 0.0315D=0.0148D y7·D7 =0.336 * 0.0257D=0.0086D Σy·D=0.2082D 2.15 Определение расхода пара на турбину по балансу мощностей
D=
D=
Расход пара на отборы турбины D1 = 0.0395·951=38.41 т/ч D2 = 0.0293·951=28,49 т/ч D3 = (0.418+0,0278)·951=67,68–2,89=64,79 т/ч D4 = 0.0395·951=20,13 т/ч D5 = 0.0428·951=41,62 т/ч D6 = 0.0148·951=14,39–0,37=14,02 т/ч Таблица 2.2 2.15 Проверка расхода пара на турбину по балансу мощностей
Мощность потока пара в турбине I отбора N1
= D1
· (i0
-i1
) 0,98/3600 = 38,41· (3460–3176) 0,98/3600 =2,969 МВт II отбора N2
= D2
· (i0
-i2
) 0,98/3600 = 28,49· (3460–3064) 0,98/3600 =3,07 МВт III отбора N3
= D3
· (i0
-i3
) 0,98/3600 = 64,79· (3460–3360) 0,98/3600 =1,842 МВт IV отбора N4
= D4
· (i0
-i4
) 0,98/3600 = 20,15· (3460–3196) 0,98/3600 =1,448 МВт V отбора N5
= D5
· (i0
-i5
) 0,98/3600 = 41,62· (3460–3008) 0,98/3600 =5,120 МВт VI отбора N6
= D6
· (i0
-i6
) 0,98/3600 = 14,02· (3460–2920) 0,98/3600 =2,115 МВт VII отбора N7
= D7
· (i0
-i7
) 0,98/3600 = 8,36· (3460–2780) 0,98/3600 =1,547 МВт Мощность конденсатного потока Nк
= Dк
· (i0
-iк
) 0,98/3600 = (951–219,08)· (3460–2436) 0,98/3600 =204,05 МВт Сумма мощностей потоков пара в турбине ∑N=N1
+N2
+N3
+N4
+N5
+N6
+N7
+Nк
∑N=222,16 МВт Мощность на зажимах генератора Nэ
'
= ∑N·ηэм
= 222,16·0,98=217,7 МВт 2.16 Определение относительной погрешности
ΔN = [(Nэ
– Nэ
'
) / Nэ
] · 100% (2.5) ΔN = [(210 -217,7) /210] ·100 = 3,6% 3. Выбор вспомогательного оборудования тепловой схемы станции
3.1 Оборудование, поставляемое в комплекте с турбиной
1) конденсатор типа 200КЦС-2; 2) основной эжектор конденсационного устройства (с холодильником) типа ЭП-3–700–1 в количестве двух штук 3) Маслобак МБ-63–90 (маслоохладитель встроен в маслобак) в количестве двух штук. 3.2 Расчет и выбор деаэраторов, конденсатных и питательных насосов, оборудования теплофикационной установки
В соответствии с нормами технологического проектирования тип и количество регенеративных подогревателей для основного конденсата выбираются в соответствии с количеством отборов. Таблица 3.1 Тип подогревателя Группа ПНД ПН-100–16–4-III ПН-350–16–7-III ПН-350–16–7-II ПН-350–16–7-I 100 350 351 352 102,8 136,1 159.7 159.7 1,6 24,3 17.1 24.0 240 400 400 400 3,0 4,95 5.4 5.8 Группа ПВД ПВ-775–265–13 ПВ-775–265–25 ПВ-775–265–45 775 775 775 194.4 194.4 194.4 19.5 32.2 20.7 449 341 392 25,0 24,0 24,0 В соответствии с НТП конденсатные насосы выбираются по условиям максимального расхода пара в конденсатор и необходимому напору. Конденсатный насос должен иметь резерв. Общая подача рабочих конденсатных насосов: где 1,1 и 1,2 – коэффициенты, учитывающие отвод в конденсатор дренажной системой регенерации дренажей трубопроводов, ввод обессоленной воды. Где Dкн =1,1·484=532,4 Напор конденсатного насоса определяется, исходя из давления в деаэраторе и преодоления сопротивления всей регенеративной системы и всего тракта от конденсатора до деаэратора, а также преодоления высоты гидравлического столба в связи с установкой деаэратора на значительной высоте по условиям подпора питательного насоса. Полный напор конденсатного насоса где К – коэффициент запаса на непредвиденные эксплуатационные сопротивления. где В соответствии с расчетами подача составляет Dкн =532,4 т/ч, напор Характеристика насоса КсВ 200–220 – Подача 320 м – Напор 210 м – Допустимый кавитационный запас 1,6 – Мощность 255 кВт – КПД насоса 75% – Частота вращения n=1500 об/мин В соответствии с нормами технологического проектирования количество и производительность питательных насосов должны соответствовать следующим условиям: Для электростанций с блочными схемами на докритические параметры: подача питательных насосов определяется максимальным расходом питательной воды на питание котла с запасом не менее 5%. На каждый блок устанавливается один питательный насос со 100% подачей, на складе предусмотрен один резервный. Как правило, питательные насосы принимаются с гидромуфтами и электроприводами. Подача питательного насоса равна где Давление питательного насоса где Давление на выходе из насоса где где Гидравлическое сопротивление нагнетательного тракта МПа где где ρ 102 – эквивалент Давление на стороне нагнетательного патрубка в первом приближении tср
= (tб
+ tпн)
/2 о
С (3.10) где tб
– температура в барабане о
С tпн
– температура в питательном насосе о
С tпн
= tд
+ Δtпн
о
С (3.11) где tд
– температура в деаэраторе о
С Δtпн
– коэффициент повышения температуры в питательном насосе о
С Δtпн
= [υ· (Рн
– Рв
) ·103
] / (с · ηпн
) о
С (3.12) где Рн
– давление на стороне нагнетания, МПа Рв
– давление на стороне всасывания, МПа с – удельная теплоемкость, кДж/кг· о
С ηпн
– кпд питательного насоса%, ηпн
= 0,85% Δtпн
= [0,0011· (18 – 0,8) ·103
] / (4,19 · 0,85) = 5,3 о
С tпн
= 165 + 5,3 = 190,3 о
С tср
= (343,18 + 170,3) / 2 = 256,74 о
С υ = 0,0016680 м3
/кг ( где ρ В соответствии с расчетами подача составляет Dпн =766,48 м³/ч, напор Hпн=17.005 м. Выбираем по литературе [1] насос ПЭ-780–200 в количестве двух штук: два рабочих и один в резерве (хранится на складе). Характеристика насоса ПЭ-780–200 – Напор 2030 м – Допустимый кавитационный запас 15 – Мощность 4500 кВт – КПД насоса 80% – Частота вращения n=2985 об/мин В соответствии с нормами технологического проектирования суммарная производительность деаэраторов питательной воды выбирается по ее максимальному расходу. Суммарный запас питательной воды в баках основных деаэраторов должен обеспечивать работу в течение 3,5 минут. К основному деаэратору предусматривается подвод резервного пара для удержания в них давления при сбросах нагрузки и деаэрация воды при пусках. Тепло выпара деаэратора питательной воды используется в тепловой схеме станции. Расход питательной воды: где α = 0,02 т/ч, β = 0,02 т/ч – расходы питательной воды на продувку и собственные нужды в долях от паропроизводительности Минимальная полезная вместительность деаэраторного бака (БДП) где В соответствии с полученными расчетами Рабочее давление 0,69 МПа с деаэраторным баком 120 м В соответствии с НТП расширителей непрерывной продувки служат для использования теплоты непрерывной продувки и частичного возврата рабочего тепла в тепловую схему ТЭС. Для котлов с давлением более 10 МПа применяется двухступенчатая сепарация продувочной воды при норме напряженности объема 1000 м³/м³ (1000 м³ образующегося пара в час на 1 м³ полезного объема расширителя). Количество продувочной воды регламентируется ПТЭ. Продувка равна 1,5% от Dк. Расчет расширителей непрерывной продувки первой ступени: Dпр
= βпр
· Dк
ном
, т/ч (3.16) βпр
= 1,5% от паропроизводительности котла Dпр
= 0,01 · 670 = 6,7 т/ч Давление в барабане котла: Рб
= Ро
к
+ ∆Рпп
, МПа (3.17) Ро
к
– номинальное давление пара в котле, МПа Ро
к
= 13,75 МПа ∆Рпп
– гидравлическое сопротивление пароперегревателя, МПа ∆Рпп
= 1,4 Мпа Рб
= 13,75 + 1,4 = 14,15 В данном случае целесообразно завести пар из первой ступени сепаратора в деаэратор, поэтому давление в РНП – Ι, и потеря продувочной воды определяется из уравнения теплового и материального баланса расширителя продувки: Qпр
= Qс1
+ Q0,7
(3.18) Dпр
·iб
· η = Dc
1
· i''
Ι
+ D0,7
· i'
Ι
Dпр
·iб
· η = Dc
1
· i''
Ι
+ Dпр
· i'
Ι
– Dс1
· i'
Ι
Dпр
· (iб
· η – i'
Ι
) = Dc
1
· (i''
Ι
– i'
Ι
) Dc
1
= Dпр
· (iб
· η – i'
Ι
) / i''
Ι
– i'
Ι
Dc
1
= 6,7 · (1620 · 0,98 – 697) / (2762,9 – 697,1)= 2,89 т/ч = 0,8 кг/с V1 =Dc
1
V»(3.19) iб
, i''
Ι
, i'
Ι
– энтальпии продувочной воды, отсеппарированного пара и отсеппарированной воды соответственно, кДж/кг. η – коэффициент, учитывающий охлаждение сепаратора, принимается равным 0,98. V1 – объём пара, образующегося в первой ступени, м³/ч. V» – удельный объем сухого насыщенного пара при давлении 0,7 МПа. V1 = 2,88·0,272 = 0,7853 = 785,3 м³/ч υ1 = nk · V1 / 1000 (3.20) υ1 – необходимый объём расширителя первой ступени. nk– количество котлов на 1 расширитель. υ1 = 4 · 785,3/ 1000 = 3,15 м³ В соответствии с полученными расчетами υ1 = 3,15 м³ выбираем расширитель типа СП – 5,5 в количестве 2 штук. Расчет расширителей непрерывной продувки второй ступени. Количество продувочной воды после сепаратора первой ступени: Dпр
'
= Dпр
– Dc
1
, т/ч (3.21) Dпр
'
= 6,7–2,89 = 3,81 т/ч (Dпр
– Dc
1
) · i'
Ι
= Dc
2
· i''
ΙΙ
+ D0,15
· i'
ΙΙ
(3.22) Dпр
· i'
Ι
– Dс1
· i'
Ι
= Dc
2
· i''
ΙΙ
+ (Dпр
– Dc
1
– Dс2
) · i'
ΙΙ
Dпр
· i'
Ι
– Dс1
· i'
Ι
= Dc
2
· i''
ΙΙ
+ Dпр
· i'
ΙΙ
– Dc
1
· i'
ΙΙ
– Dс2
· i'
ΙΙ
Dпр
· (i'
Ι
– i'
ΙΙ
) + Dc
1
· (i'
Ι
– i'
ΙΙ
) = Dc
2
· (i''
ΙΙ
– i'
ΙΙ
) Dc
2
= Dпр
· (i'
Ι
– i'
ΙΙ
) + Dc
1
· (i'
Ι
– i'
ΙΙ
) / i''
ΙΙ
– i'
ΙΙ
Dc
2
= 3,81· (697 – 467,13) + 2,89 · (697 – 467,13) /(2693,9 – 467,13) = 0,37 т/ч i'
ΙΙ
, i''
ΙΙ
– энтальпии сухого насыщенного пара и отсеппарированной воды, кДж/кг. Количество продувочной воды, сбрасываемой в канализацию: Dпр
''
= Dпр
'
– Dc
2
, т/ч (3.23) Dпр
''
= 3,81–0,37 = 3,44 т/ч V2 =Dc
2
V»(3.24) V2 – объём пара, образующегося в первой ступени, м³/ч. V» – удельный объем сухого насыщенного пара при давлении 0,15 МПа. V1 = 0,37·0,1159 = 0,3977 = 397,7 м³/ч υ2 = nk · V2 / 1000 (3.25) υ2 – необходимый объём расширителя второй ступени. nk– количество котлов на 1 расширитель. υ2 = 4 · 397,7/ 1000 = 1,59 м³ В соответствии с полученными расчетамиυ1 = 1,59 м³ выбираем расширитель типа СП – 7,5 в количестве 2 штук. В соответствии с НТП теплофикационные установки при закрытых схемах включают в себя сетевые насосы, сетевые подогреватели, конденсатные сетевые насосы, пиковый водогрейный котел. Производительность основных подогревателей сетевой воды ГРЭС выбирается по номинальной величине тепловой мощности теплофикационных отборов. Подогрев сетевой воды в основных сетевых подогревателях выполняется преимущественно в двух ступенях. В соответствии с НТП номинальная тепловая мощность отопительных отборов для турбины типа К-210–130 составляет 400 ГДж/ч. Рто
=0,232 МПА Переведем ГДж/ч в удобные для расчета единицы: Расход пара на один сетевой подогреватель В соответствии с полученными расчетами расход пара на один сетевой подогреватель равен 10,1 кг/с, следовательно, выбираем ПСВ-125–7–15 в количестве пяти штук. С расходом пара 11,39 кг/с; давлением воды 1,57 МПа; расходом воды 69,4 кг/с. В соответствии с НТП, сетевые насосы устанавливаются как групповые, так и индивидуальные для каждой турбины. При групповой установке 3 и менее сетевых насосов, дополнительно устанавливается 1 резервный. При установке 4 и более резервный насос не устанавливается. Подача сетевых насосов определяется по расчетному расходу сетевой воды. В соответствии с заданием отопительная нагрузка Определяем тип включения насосов Расход сетевой воды на ГВС где Расход сетевой воды на отопление где Расчетный расход сетевой воды в целом по ТЭЦ где Расчетный расход сетевой воды на блок где Напор насоса H= 140 м (определяется давлением в тепловых сетях Ргидр =180 м) В соответствии с полученными расчетами подача составляет Характеристики насоса типа СЭ-1250–140 – Подача 1250 м/ч; – Напор 140 м; – Допустимый кавитационный запас 12 м; – Частота вращения 1500 об/мин; – Мощность 580 кВт; – КПД насоса 86%; 4. Определение потребности станции в технической воде, выбор циркуляционных насосов
Техническое водоснабжение предназначено для отвода теплоты из конденсаторов, масло- и газоохладителей, от подшипников вспомогательных механизмов, питания ХВО. Выбор системы охлаждения и источника водоснабжения производится в зависимости от района сооружения станции. Источником водоснабжения являются моря, наливные водохранилища. 4.1 Суммарный расход охлаждающей воды
Суммарный расход воды на устанавливаемые турбоагрегаты рассчитывается по летнему режиму работы при условии обеспечения номинальной электрической мощности и покрытия летних тепловых нагрузок, так как в летний период пропуск пара в конденсатор наибольший и температура охлаждающей воды наивысшая. Рисунок 4.2 – Схема баланса охлаждающей воды Для блочной ТЭС с машинами типа «К» расход охлаждающей воды по конденсационному режиму рассчитывается по формуле где Wтех.воды
= 25000+200+625+100 = 26825 м Wцн
= 26825/2 = 13412 м 4.2 Определение напора циркуляционного насоса
При оборотном техническом водоснабжении общее количество воды, состоящее из циркулирующего в замкнутом контуре и расхода на другие нужды станции может быть подсчитано по балансу воды. В системе с оборотным водоснабжением напор циркуляционного насоса определяется с учетом потребного свободного напора воды перед брызгальными соплами где
| ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||