Расчет тепловой схемы турбоустановки с турбиной К-1000-60/1500-1

DРпит – гидравлическое сопротивление трубопроводов питательной воды от последнего ПВД до ПГ. DРпит = 0,2¸0,3 МПа [1, 3];

DРркп – сопротивление регулирующего клапана питания, DРркп » 1 МПа [3];

DРпвд – падение давления в системе ПВД. В расчетах тепловых схем можно использовать заводские данные о сопротивлениях ПВД, а также использовать приблизительную оценку этой величины,

DРпвд » 0,25×nпвд, МПа;

DРгеод – геодезический напор, определяется разницей в высотах мест установки парогенератора и деаэратора; DРгеод » 0,01DН, МПа ([DН] – м.вод.ст.)

Рд – давление в деаэраторе, МПа.

Напор конденсатного насоса при одноподъемной схеме установки насосов в тракте основного конденсата определяется формулой

DРк.н = Рд + DРпнд + DРод + DРэ + DРо.г +

+ DРбоу + DРконд + DРрку + DРгеод,                                           (18)

где Рд – давление в деаэраторе, МПа;

DРпнд – гидравлическое сопротивление всех ПНД. Можно оценить по данным заводов-изготовителей, либо из соотношения DРпнд » 0,15×nпнд, МПа;

DРод – падение давления в вынесенных охладителях дренажей. В расчетах тепловых схем можно примерно оценить по формуле DРод » 0,05×nод, МПа;

DРэ – падение давления на охладителях эжекторов (основного и уплотнения).

DРэ » (0,05¸0,07)×nэ, МПа;

DРо.г – падение давления в охладителе генератора, DРо.г » 0,1¸0,2 МПа;

DРбоу – гидравлическое сопротивление блочной обессоливающей установки. DРбоу » 0,3¸0,5 МПа;

DРконд – гидравлическое сопротивление соединительных трубопроводов тракта основного конденсата. DРконд » 0,1¸0,2 МПа;

DРрку – падение давления на регулирующем клапане уровня в конденсаторе,

0,2¸0,4 МПа;

DРгеод – геодезический напор, определяется разницей в высотах мест установки деаэратора и конденсатного насоса, МПа. DРгеод » 0,01×DН, МПа ([DН] – м.вод.ст.)

Если предусмотрена установка конденсатных насосов первого и второго подъемов, то для каждого из них составляются свои расчетные уравнения для определения потребного напора. Исходным для расчета напора насоса первого подъема является необходимое давление на всасе насоса второго подъема. Давления в узловых точках тракта основного конденсата определяются по напору конденсатного насоса с учетом гидравлических сопротивлений по водяной стороне ПНД.

Напор дренажных насосов рассчитывают по разности давлений между точками перекачки дренажа с учетом гидравлических сопротивлений трубопроводов.

DРдн = Рсм + DРтр + DРркр – Рп i,            (19)

где Рсм – давление в камере смешения дренажа с основным конденсатом, МПа;

DРтр – гидравлическое сопротивление конденсатопроводов, 0,05 МПа;

DРркр – гидравлическое сопротивление регулирующего клапана расхода;

Рп i – давление греющего пара в i-ом ПНД, из которого осуществляется слив дренажа, МПа.

Полученные по (19) значения напоров дренажных насосов необходимы для определения повышения энтальпии конденсата в дренажном насосе. Повышение энтальпии воды в насосах (в кДж/кг) определяется по формуле

Dhнас = DРнас×`vнас×103 / hнас,                   (20)

где DРнас – напор насоса в МПа;

vнас – средний удельный объем перекачиваемой среды в м3/кг, определяется по температуре и среднему давлению среды в насосе; (vнас » 0,001 м3/кг)

hнас – КПД насоса.

(hпн » 0,8 ¸ 0,82, hкн » hдн » 0,76 ¸ 0,78).

Таким образом палучаются

DРпн= 9,20 МПа

DРк.н1 =2,52 МПа

DРк.н2 =2,63 МПа

DРдн1 =1,28 МПа

DРдн2 =1,49 Мпа

Повышение энтальпии воды в насосах

Dh пн = DР пн ×`vнас×103 / h пн = 11,218 кДж/кг

Dh к.н1 = DР к.н1 ×`vнас×103 / h к.н1 =3,229 кДж/кг

Dh к.н2 = DР к.н2 ×`vнас×103 / h к.н2 =3,371 кДж/кг

Dh дн1 = DР дн1×`vнас×103 / h дн1 =1,639 кДж/кг

Dh дн2 = DР дн2×`vнас×103 / h дн2 =1,929 кДж/кг

ОПРЕЛЕЛЕНИЕ РАСХОДОВ РАБОЧЕГО ТЕЛА В УЗЛОВЫХ ТОЧКАХ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

Наминальный расход пара перед ЦВД по [4] состовляет D0=1761 кг/с. Расход пара на ТУ обазначается D, который направляется на ЦВД и ПП2 поэтому D =D0+DПП.

Потери при движении пара по трубопровадам принимаются следующим образом;

Утечки рабочего тела на II контуре DУТ=0,005.D

Потерь уплатнения DУПЛ=    0,012.D

Потерь эжектра DЭЖ=0,003.D

Расход рабочего тела в ПГ определяется по вырожению GПГ=D+DУТ+DУПЛ+DЭЖ         . поэтому выражению и пречисленным потерям получается: GПГ=1,02.D

Продувки в ПГ состовляет GПР=0,005.GПГ и расход питательной воды определяется как сумма расход в ПГ и продувок

GПВ=GПГ+GПР

GПВ= 1,005.GПГ

GПВ= 1,0251.D

GПВ= 1,0251.(D0+DПП)

Расход питательной воды без учета расхода на СПП(ПП2) принимается G'ПВ=1,0251.D0 и соответствено G'ПВ=1805 кг/с

Обозначаем расход пара на выходе из ЦВД «Y» и решаем равнения теплового баланса и материального баланса через         «Y».

Расчет процессов в сепараторах-пароперегревателях (СПП)

Сепаратор

Определим параметры пара перед сепаратора

ΔpПМ=0.01%

p'c=pIII(1-ΔpПМ)= 1,260 МПа

x'c=xIII=0,881

h'c=f(p'c,x'c)= 2549,4 кДж/кг

Давление пара после сепаратора:

Δpc=0.02%

pc=p'c(1-Δpc)= 1,235 МПа

При расчетах СПП следует иметь ввиду, что пар на выходе из ступени сепарации, при современных конструкциях сепараторов, имеет степень сухости от 0,99 до 0,995

(х = 0,99 … 0,995).

xc=0.990

Определим параметры пара на выходе из сепаратора:

hc=f(pc,xc)= 2764,96 кДж/кг

Среднее давление в сепараторе:

pccp=0.5(p'c+pc)= 1,248МПа

По среднему давлению в сепараторе определяем параметры сепарата (отсепарированной воды) на выходе из сепаратора с помощью WSP:

hдр=h'=f(pсср)= 806,37 МПа

Количество сепарата на выходе из сепаратора определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса сепаратора. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

Y.h'c=(Y-Gc).hc+Gc.hдр

Из этого уравнения определим Gc

Gc=Y(h'c-hc)/(hдр-hc)= 0,1101*Y

Gc=   0,1101 *Y

Пароперегреватель 1 ступени

Определим параметры греющей среды перед ПП1

ΔpПМ= 0.01%

pПП1ВХ=pI(1-ΔpПМ)= 2,481 МПа

xПП1ВХ=xI=0,916 

hПП1ВХ=f(pПП1ВХ,xПП1ВХ)= 2647,73 кДж/кг

Определим параметры конденсата в ПП1

hсл пп1=h'=f(pсл пп1)= 960,06 МПа

tсл пп1=ts=f(pсл пп1)= 223,5 °С

Определим параметры пара на выходе из ПП1:

ΔpПП1=0.03%

pПП1ВЫХ=pс(1-ΔpПП1)= 1,198 МПа

Δt1=10 °С

tПП1ВЫХ=tсл пп1-Δt1=223,5-10=213,5 °С

hПП1ВЫХ=f(pПП1ВЫХ,tПП1ВЫХ)= 2850,2 кДж/кг

Количество конденсата на выходе из ПП1 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса ПП1. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

(Y-Gс)(hпп1вых-hс)=Dпп1вх(hпп1вх-hслпп1), Gслпп1=Dпп1вх

Из этого уравнения определим Dпп1вх

Dпп1вх=(Y-Gc)(hпп1вых-hc)/(hпп1вх-hслпп1)= 0,045*Y

Dпп1вх=0,045*Y

Пароперегреватель 2 ступени

Определим параметры греющей среды перед ПП2

ΔpПМПГ=0.04%

ΔpПМСРК-ПП=0.02%

pПП2ВХ=pПГ(1-ΔpПМСРК-ПП-ΔpПМПГ)= 5,894 МПа

xПП2ВХ=0.995

hПП2ВХ=f(pПП2ВХ,xПП2ВХ)= 2777.82 кДж/кг

Определим параметры конденсата в ПП2

hсл пп2=h'=f(pсл пп2)= 1207.73 кДж/кг

Определим параметры пара на выходе из ПП1:

ΔpП2=0.03%

pПП2ВЫХ=pПП1ВЫХ(1-ΔpП2)= 1,162 МПа

tПП2ВЫХ=250 °С

hПП2ВЫХ=f(pПП2ВЫХ,tПП2ВЫХ)= 2937,13 кДж/кг

Количество конденсата на выходе из ПП2 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса ПП2. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

(Y-Gс)(hпп2ВЫХ-hпп1ВЫХ)=Dпп2ВХ(hпп1ВХ-hслпп2), Gслпп2=Dпп2ВХ  

Из этого уравнения определим Dпп2вх, который обазначали раньше GПП

Dпп2ВХ=(Y-Gc)(hпп2ВЫХ-hпп2ВЫХ)/(hпп2ВХ-hслпп2)= 0,049*Y

Dпп2ВХ=0,049*Y

Теперь находим GПВ через Y:

GПВ= 1,0251.(D0+DПП)=1805+0,051Y

Расчет процессов в ПВД

ПВД7

Энтальпия пара на входе в П7 из 1-го отбора :

hП7=2645,4 кДж/кг

Энтальпия спива ПП2 на входе в П7:

hслПП2вхП7= hслПП2. ηпот 7 =1206,5 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П7:

tслП7= tS,П6=f(pп6)= 205 °С

hсл п7=f(pп7,tП7)= 875,25 кДж/кг

Для определения разности энталпий ПВ на входе и выходе П7 используется cp.Δt

cp=4.19 кДж/кг

Δt=17 °С

Количество пара 1-го отбора на входе П7 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П7. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

DI.hП7+Dпп2. hслПП2вхП7=GПВ ср Δt+(Dпп2+DI)hсл п7         

Из этого уравнения определим DI

DI=[GПВ ср Δt-Dпп2.( hслПП2вхП7-hслП7)]/(hП7-hсл п7)        

DI=72,634-0,007*Y

ПВД6

Энтальпия пара на входе в П6 из 2-го отбора :

hП6=2594,9 кДж/кг

Энтальпия спива ПП1 на входе в П6:

hслПП1вхП6= hслПП1. ηпот 6 =958,14      кДж/кг

Параметры спива на выходе из П6:

tслП6= tS,П5=f(pп5)= 188 °С

hсл п6=f(pп6,tП6)= 798,9 кДж/кг

Для определения разности энталпий ПВ на входе и выходе П6 используется cp.Δt

cp=4.19 кДж/кг

Δt=17 °С

Количество пара 2-го отбора на входе П6 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П6. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

DII.hП6+Dпп1. hслПП1вхП6+(DI+Dпп2).hслп7=GПВ.срΔt+(DII+Dпп1+Dпп2+DI).hсл п6

Из этого уравнения определим DII

DII=[GПВ ср Δt+Dпп1.(hслп6- hслПП1вхП6)+(DI+Dпп2).(hслп6-hслп7)]/(hП6-hсл п6)  

DII=68,501-0,004*Y

ПВД5

Энтальпия пара на входе в П5 из 3-го отбора :

hП5=2542,3кДж/кг

Энтальпия спива сепаратора на входе из П5:

hсл свхП5= hсл c. ηпот 5 =803,95 кДж/кг

Температура дренажа греющего пара на выходе из подогревателей зависит от наличия в нем охладителя дренажа. Для подогревателей без охладителей дренажа температура дренажа равна температуре насыщения греющего пара в подогревателе. Для подогревателей с охладителями дренажа температура дренажа определяется по температуре обогреваемой среды на выходе из предыдущего подогревателя (подогревателя с меньшим значением давления отборного пара) с учетом минимального температурного напора на холодном конце охладителя дренажа и приращения температуры воды в смесителе, если он есть.

tдр j = ts j + d t      (21)

tдр j – температура дренажа греющего пара на выходе из j-го подогревателя;

ts j – насышенная температура обогреваемой среды;

d.t–минимальный температурный напор на холодном конце охладителя дренажа (d tод = 5 ¸ 12 °С [3]);

δt=10 °С

tП5= tS,П5-δt =178 °С

Параметры спива на выходе из П5:

hсл п5=f(pп5,tП5)= 754,5 кДж/кг

Для определения разности энталпий ПВ на входе и выходе П5 используется cp.Δt

cp=4.19 кДж/кг

Δt=17 °С

Количество пара 3-го отбора на входе П5 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П5. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

DIII.(hП5-hсл п5)+Gc.( hсл свхП5-hсл п5)+(DII+Dпп1+Dпп2+DI).(hслп6-hслп5)=GПВ ср Δt

Из этого уравнения определим DIII

DIII=[GПВ ср Δt-Gc.( hсл свхП5-hсл п5)-(DII+Dпп1+Dпп2+DI)(hслп6-hслп5)]/(hП5-hсл п5)

DIII=68,410-0,003*Y

Расчет процессов в деаэраторе

Энталпия выпора определяется выражением

hвыпор = hп х+ hвозд (1-х) ≈h"д=f(pд)

hвыпор≈h"д=f(pд)= 2762,1 кДж/кг

Энтальпия спива деаэратора:

hсл д=h'д=f(pд)= 694,4 кДж/кг

Энтальпия пара на деаэратор из 3-го отбора:

hд пар=hп5=2542,3 кДж/кг

Энтальпия основного конденсата при давлении примерно на 0,2 МПа выше давления в деаэраторе и температура перед деаэратором:

hОК=649,6 кДж/кг

Количество пара 3-го отбора на входе деаэратора определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса деаэратора. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

G’ОК=GПВ+Dвыпор -DII-Dпп1-Dпп2-DI-DIII-Gс-Dд

Dвыпор=0.005 *GПВ

Dд.hд пар+(DII+Dпп1+Dпп2+DI+DIII+Gс)hслП5+G’ОК.hОК=GПВhсл д+Dвыпор.hвыпор

Из этого уравнения определим Dд

Dд=[GПВ(hсл д+0.005hвыпор-hок)+(DII+Dпп1+Dпп2+DI+DIII+Gс)(hок-hслП5)]/(hд пар-hОК)    

Dд=41,114-0,009*Y

Теперь поставляя полученные уравнения для определения значения Y в уравнениях

G'ОК=1.005GПВ-DII-Dпп1-Dпп2-DI-DIII-Gс-Dд

G'ОК=Y-Gс

G'ОК=1563,397-0,13 * Y

G'ОК=0,890 *Y

получим

Y=1532,3 кг/с

и следовательно

Gc=168,7кг/с

Dпп1вх=68,8 кг/с

Dпп2вх=75,5 кг/с

DI=61,6 кг/с

DII=62,7 кг/с

DIII=63,7 кг/с

Dд=27,2 кг/с

GПВ=1882,5 кг/с

G’ОК=1363,7 кг/с

D=D0+DПП= 1836,4 кг/с

Расчет процессов в ПНД

ПНД4

Энтальпия пара на входе в П4 из 4-го отбора :

hП4=2823,2 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П5:

tS,П4=158 °С

hсл п4=f(pп4,tП4)= 666,9 кДж/кг

Количество пара 4-го отбора на входе П4 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П4. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

DIV.(hП4-hсл п4)= G’ОК.срΔt

Из этого уравнения определим DIV

DIV= G’ОК.срΔt/(hП4-hсл п4)

DIV=84,8 кг/с

ПНД3

Энтальпия пара на входе в П3 из 5-го отбора :

hП3=2694,5 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П3:

tS,П3=128 °С

hсл п3=f(pп3,tП3)= 537,8 кДж/кг

Количество пара 5-го отбора на входе П3 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П3. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

DV.hП4+DIVhсл п4-(DV+DIV)hсл п3=( G’ОК -DV-DIV)срΔt

Из этого уравнения определим DV

DV= G’ОК.срΔt-DIV(hсл п4-hсл п3+срΔt)/(hп3-hсл п3+срΔt)

DV=65,6 кг/с

ПНД2

Энтальпия пара на входе в П2 из 6-го отбора :

hП2=2418,4 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П2:

tS,П2=98 °С

hсл п2=f(pп2,tП2)= 410,6 кДж/кг

Количество пара 6-го отбора на входе П2 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П2. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

DVI.(hП2-hсл п2)=( G’ОК -DV-DIV).срΔt        

Из этого уравнения определим DVI

DVI=( G’ОК -DV-DIV).срΔt/(hП2-hсл п2)         

DVI=70,9 кг/с

ПНД1

Энтальпия пара на входе в П1 из 7-го отбора :

hП1= 2415,9 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П1:

tS,П1= 68 °С

hсл п1=f(pп1,tП1)= 284,64 кДж/кг

Количество пара 7-го отбора на входе П1 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П1. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

DVII.hП1+DVIhсл п2-(DVI+DVII)hсл п1=( G’ОК -DV-DIV-DVI-DVII)срΔt

Из этого уравнения определим DVII

DVII=( G’ОК -DV-DIV)срΔt-DVI(hсл п2-hсл п1+срΔt)/(hп1-hсл п1+срΔt)

DVII=59,7 кг/с

Расход оснавного канденсата после канденсатора

Gok= G’ОК -DIII-DIV-DII-DI

Gok=1082,9 кг/с

С помощью полученных значений расходов получим расход на входе ЦСД:

D0ЦСД=(Y-Gc)-DТП= 1346,6 кг/с

ТЕПЛОФИКАЦИОНАЯ УСТАНОВКА

Промышленность и население необходимо снабжать не только электроэнергией, но и теплотой. Аналогично передаче электроэнергии по электрическим сетям, для подачи теплоты к потребителям существуют тепловые сети. Основным носителем теплоты для горячего водоснабжения и отопления является горячая вода. Соответствующая схема установки теплоснабжения показана на рис. 4. для случая, когда тепловая сеть представляет собой замкнутый контур, образованный подающей и обратной магистралями. Для циркуляции воды предусмотрен сетевой насос. Для восполнения убыли воды в связи с ее утечками и расходованием на бытовые нужды предусмотрена установка подготовки добавочной воды.

Вода подогревается в нескольких последовательных сетевых подогревателях. В теплоэнергетике принято осуществление этого подогрева в основном за счет теплоты

пара, частично проработавшего в турбине. Поэтому кроме конденсационных электростанций развиваются также теплоэлектроцентрали(ТЭЦ). Теплофикация, т. е. комбинированная выработка электроэнергии и теплоты, является характерной чертой отечественной энергетики.

Рис. 4. Схема установки теплоснабжения:

1— сетевой насос;2— основной сетевой подогреватель;3— греющая среда основного сетевого подогревателя;4— пиковый сетевой подогреватель;5— греющая среда пикового сетевого подогревателя;6— подающая магистраль сетевой воды;7— тепловой потребитель;8— обратная магистраль сетевой воды;9— продувка тепловой сети;10 — подпиточный сетевой насос;11 — установка подготовки добавочной воды теплосети.

В этой работе задана теплофикационая установка, которая паказана на рис.5.

Рис.5. теплофикационая установка

Прямая и обратная температура в теплофикационой установке:

tпр=110 °С

tобр=65 °С

Количество сетевых подогревателей n=3.      

Нагрев сетевой воды в каждом подогревателе:

ΔtСП=(tпр-tобр)/n=15.0 °С

Температуа сетевой воды в узловых точках теплофикационой установки

tСП1=tобр+ΔtСП=80.0 °С

tСП2=tСП1+ΔtСП=95.0 °С

tСП3=tСП2+ΔtСП=110.0 °С

Расход сетевой воды в теплофикационой установке:

GСП=QТП/[cp(tпр-tобр)]= 609,9 кг/с

По полученным температурам сетевой воды выбераем отборы турбиы, соответствующие с этими температурами. По параметрам отборов определяються энталпии слива из каждого подогревателя:

hсл СП3=h"=f(pV)= 548,79 кДж/кг

hсл СП2=h"=f(pV)= 548,79 кДж/кг

hсл СП1=h"=f(pVI)= 420,80 кДж/кг

Количество пара каждого отбора на входе подогревателей определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса подогревателей. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

DСП3=GСП.ср.ΔtСП/(hV-hсл СП3)= 17,75 кг/с

DСП2=GСП.ср.ΔtСП-DСП3(hсл СП3-hсл СП2)/(hV-hсл СП2)= 17,75 кг/с       

DСП1=GСП.ср.ΔtСП-DСП2(hсл СП2-hсл СП1)/(hVI-hсл СП1)= 16,81 кг/с

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВНУТРЕННЕЙ МОЩНОСТИ ТУРБИНЫ И ПОКАЗАТЕЛЕЙ ТЕПЛОВОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ

Существуют различные подходы при расчетах тепловых схем турбоустановок по способу задания исходных данных, по определению мощности и потоков пара и воды в элементах тепловой схемы. В [1] анализируются 4 способа задания исходных данных и определяемых величин. Так, например, если задается расход пара на турбину D0, то определяемой величиной при расчете тепловой схемы является электрическая мощность турбоустановки Nэ, и наоборот. При исходном задании величины пропуска пара в конденсатор турбины DK, определяемыми величинами являются D0, и Nэ.

Внутренная Мощность турбины

Наминальный расход пара перед СРК по[4] состовляет D=1836,4 кг/с

Протечки пара через уплотнения штоков клапанов турбины DпрКл=1.8 кг/c

Расход пара через СПП:

DПП2=75,5 кг/c

DПП1=68,8 кг/c

DС=Y=1532,3 кг/c

Протечки пара через уплотнения ЦСД ; DуплКл-ЦНД=1.4 кг/c

Расход пара на входе в ЦСД; D0ЦСД=1346,6 кг/c

Количество пара каждого подогревателя      

DСП1=16,71 кг/c

DСП2=17,75 кг/c

DСП3=17,75 кг/c

расход пара через отсек

Dотс1=D0-DПП2-DпрКл=1759,0 кг/c

Dотс2=Dотс1-DПП1-DI= 1628,6 кг/c

Dотс3=Dотс2-DII= 1565,9кг/c

Dотс4=Dотс3-DIII-Dтп-Gc-Dд-DуплКл-ЦСД= 1314,1 кг/c

Dотс5=Dотс4 -DIV= 1229,74кг/c

Dотс6=Dотс5-DСП2-DСП3-DV-DуплКл-ЦНД = 1125,8 кг/c

Dотс7=Dотс6-DСП1-DVI= 1038,2 кг/c

Dотс8=Dотс7-DVII= 978,5 кг/c

Энталпия рабочего тела после СПП; hПП2= 2937,1 кДж/кг, за ЦНД hk= 2230,5 кДж/кг и перед ЦВД h0= 2776,5 кДж/кг

теплоререпад отсека

Δhотс1=h0-hI= 128,5 кДж/кг

Δhотс2=hI-hII= 47,9 кДж/кг

Δhотс3=hII-hIII= 50,2 кДж/кг

Δhотс4=hПП2-hIV= 102,6 кДж/кг

Δhотс5=hIV-hV= 126,4 кДж/кг

Δhотс6=hV-hVI= 129,4 кДж/кг

Δhотс7=hVI-hVII= 145,6 кДж/кг

Δhотс8=hVII-hk= 202,5 кДж/кг

Используя полученые значения, получаем внутреннюю мощность турбины:

Wi=Σ(Dотсj.Δhотсj)= 1168,0 МВт

КПД генератора и механический КПД турбогенератора приняты соответственно

ηмех= 0.99

ηг= 0.988

мощность на клеммах генератора

Nэ.расч=Wi.ηмех.ηг= 1142,4 МВт

Гарантированная мощность

Nэ=0.98Nэ.расч= 1119,6 МВт

Расход электроэнергии на привод насосов

КПД электроприводов всех наэсов[1]; ηпр= 0.86

Раход рабочего тела через конденсатные и дренажные насосы

Dк= 1082,7 кг/c

DдрП1= 130,6 кг/c

DдрП3= 150,4 кг/c

Повышение энтальпии воды в насосах

ΔhДН1= 2,0 кДж/кг

ΔhДН2= 1.9 кДж/кг

ΔhКН1= 3.2 кДж/кг

ΔhКН2= 3.4 кДж/кг

Для конденсатных насосов перого подъема

NКН1=ΔhКН1.Dk/ηпр= 4,066 МВт

Для конденсатных насосов втоого подъема

NКН2=ΔhКН2.Dk/ηпр= 4,243 МВт

Для дренажных насосов ДН1

NДН1=ΔhДН1.DдрП1/ηпр= 0,304 МВт

Для дренажных насосов ДН2

NДН2=ΔhДН2.DдрП3/ηпр= 0,0337 МВт

Суммарный расход электроэнергии на собственные нужды турбоустановки

NЭ.С.Н=ΣNi= 9,0 МВт

Показатели тепловой экономичности

Расход теплоты на турбоустановку для производства электроэнергии

QЭ=D0(h0-hПВ)-QТ= 3206,6 МВт=11543651,5 МДж/ч

где hп.в -энтальпия питательной воды;

QТ -количество теплоты, отведенной от турбины для внешнего потребления.

Удельный расход теплоты брутто на производство электроэнергии

qЭ=QЭ/(NЭ+NТП)= 10,2 МДж/(кВт.ч)

Электрический КПД брутто

ηЭ=(NЭ+NТП)/QЭ= 36,0 %

Электрический КПД нетто

ηЭ.НТ=(NЭ-NС.Н)/QЭ= 34,6 %

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

Тепловые расчеты регенеративных подогревателей выполняются 2-х типов: конструктивный и поверочный. При конструкторском расчете определяются поверхность нагрева и конструктивные размеры подогревателя. При поверочном расчете определяется температура одного из теплоносителей или величины подогрева.

В этой работе разберем методику конструкторского теплового расчета. Исходные данные определяются из расчета тепловой схемы или по справочным данным. К ним относятся расход и параметры греющей среды (пара), расход нагреваемой среды (ОК или ПВ), их давление и температуры на входе в подогреватель.

При выполнении тепловых расчетов количество передаваемой теплоты в отдельных элементах подогревателей оценивается по температурам греющей и нагреваемой сред. Так, температура среды на выходе из охладителя конденсата оценивается по формуле:

Tдр = tв’+(5÷10) ºC, где tв’ – температура воды (ОК, ПВ) на входе в подогреватель.

Рис.6. Схема движения сред в ПВД (а) и график изменения температур теплоносителей (б).

ОК – охладитель конденсата;

СП – собственно подогреватель

Из рис.6 видно, что для уменьшения габаритов (размеров) охладителя конденсата через него пропускается только часть воды, проходящей через ПВД (10–20 %).

Минимальный температурный напор в собственно подогревателе, равно как и минимальный температурный напор в охладителе дренажа, выбираются на основании технико-экономического обоснования.

ПВД7

Расход греющего пара Dп7=61,61кг/с

давление пара pп7=2,409 МПа

расход питательной воды Gпв=1882,5 кг/с

температура питательной воды на входе tвхпв= 198 ⁰С

температура питательной воды на выходе tвыхпв=215 ⁰С

доля питательной воды, проходящей через охладитель дренажа Dпвод=20% Gпв

давление питательной воды pпв= 8 МПа

диаметр и толщина стенок трубок dв* δ=24*4          мм

наружный диаметр трубок dн= 32 мм

материал трубок – сталь 20.

Расход слива ПП2 Dпп2= 75,5 кг/с

энталпия слива ПП2 hпп2=1195.7 кДж/кг

Расход греющей среды Dп=Dп7+Dпп2=137,1 кг/с

коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду ηтп= 0.98

Параметры сред в п 7:

Греющий пар:

tп= 222 °С

hn= 2773,6 кДж/кг

hk= 952,9 кДж/кг

Питательная вода:

hвхпв= 846,2 кДж/кг

hвыхпв=922,5 кДж/кг

Определим энтальпию ПВ в точке смешения двух потоков ПВ (ОД + СП)

hc=hвыхпв-[(Dn7.(hп-hk)+Dпп2.(hпп2-hk))ηтп/Gпв]= 854,6 кДж/кг

tc= 199,89 °С

Параметры переохлажденного конденсата определим по УТБ составленного для «черного ящика» (см. схему), в который входят потоки ОК и конденсата греющего пара, а выходят поток ОК с температурой смеси и слив (дренаж) греющего пара П7. Сделано это для того, чтобы избежать решение системы 2–3 уравнений ТБ (в зависимости от числа неизвестных параметров.

hдр=hк-[Gпв(hс-hвхпв)/(Dп.ηтп)]= 929,4 кДж/кг

tдр= 216,9 °С

Расход питательной воды через охладитель дренажа:

Gод= 375,5 кг/с

Параметры питательной воды на выходе из охладителя дренажа определяем по уравнению ТБ для этого элемента:

hвых.одпв=hвхпв+[Dn.(hк-hдр)/Gод]= 854,7 кДж/кг

tвых.одпв= 199,93 °С

Расчет собственно подогревателя:

Тепловой поток:

Qсп=Gпв.(hвыхпв-hс)= 127903,8 кВт

Среднелогарифмический температурный напор:

Δtб=tп-tc= 22,1 °С

Δtм=tп-tвыхпв= 7 °С

Δtср=(Δtб-Δtм)/ln(Δtб/Δtм)= 13,1 °С

Принимаем скорость движения воды в трубках по рекомендациям (1,5...2,5 м/с)

W= 1.5 м/с

Средняя температура питательной воды:

tв.ср=0.5(tвыхпв+tс)= 207,4 °С

Теплофизические параметры для ПВ при ее средней температуре:

ν=f(pпв,tв.ср)= 1,52.10-07 м2/с

λ=f(pпв,tв.ср)= 0,664Вт/(м.К)

μ=f(pпв,tв.ср)= 1,31.10-04 Па.с

Pr=f(pпв,tв.ср)= 0.886    

Число Re: Re=W.dв/ν=2,37.10+05

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:

α2=0,023λ.Re0,8.Pr0,4/dв= 12081,8 Вт/(м2.К)

Теплопроводность стенки трубы (Ст 20) : λст 20К= 48 Вт/(м.К)

Теплофизические константы для конденсата греющего пара

λк=f(pп,x=0)= 0,646 Вт/(м.К)

ρк=f(pп,x=0)= 837,7 кг/м3

ρп=f(pп,x=1)= 12,1 кг/м3

μк=f(pп,x=0)= 1,20.10-04 Па.с

В регенеративных подогревателях теплообмен между паром и трубами происходит при практически неподвижном паре. В этом случае главными условиями теплообмена являются скорость стекания и толщина пленки конденсата, образующегося на трубах.

Режим течения пленки определяется критерием Рейнольдса.

Здесь q = Q/F – средняя плотность теплового потока через поверхность нагрева, кВт/м2; l – высота участка труб между соседними перегородками, м; mк – коэффициент динамической вязкости пленки конденсата, Н×с/м2; r – удельная теплота конденсации пара, кДж/кг.

b=1.13εr[λк3ρк(ρк-ρп)gr/lμк]0.25

Здесь lк, rк – коэффициент теплопроводности и плотность конденсата; rп – плотность пара; er – поправка на шероховатость труб (для латунных и нержавеющих труб er = 1, для стальных цельнотянутых труб er = 0,8); Dt1 – средний перепад температур в пограничном слое со стороны греющего пара (Dt1 = tн – tсп,ср )

r=1848,7кДж/кг

εr=0.8        

b=1.13εr[λк3ρк(ρк-ρп)gr/lμк]0.25=8277,62

Выражение для плотности теплового потока можно записать в виде

q = bD t10,75

Отсюда D t1 = (q/b)4/3. Значение Dtст = (dст/lст)q, а D t2 = q/a2

Получаем для общего D t = D t1 + D tст + D t2 = (q/b)4/3 + (dст/lст)q + q/a2     

Δtср=(q/b)4/3+δстq/λст+q/α2                

Δtср=5,97.10-06. q4/3+1,66.10-04q

При определении a1 важным значением является температура стенки поверхности нагрева. Она определяется графоаналитическим методом. Суть метода сводится к решению уравнения для плотности теплового потока через стенку трубы.С помощью выражения Δtср для ряда произвольно заданных значений q строим кривую Dt = f(q)

Используя эту зависимость для найденного Dtср определяем величину q

Зная q, легко определить Dt1, Dtст, Dt2 и КТО, а затем и КТП и F.      

По этому графику при Δtср=13,1 °С получим q=36000 Вт/м2

Коэффициент теплопередачи:

kсп=q/Δtср= 2740,0 Вт/(м2.К)

Площадь поверхности теплообмена:

Fст=Qсп/(kсп.δtсп)= 3552,9 м2

Расчет охладителя дренажа:

Тепловая нагрузка охладителя дренажа:

Qод=Gод.(hвых.одпв-hвхпв)= 3227,6 кВт

Число спиралей собственно подогревателя:

N=Gпв/(ρ-Fтр.W)= 2774,1 шт

Принимаем число спиралей кратное произведению числа секций и числа рядов в каждой секции. N= 2774 шт (при 12 рядах в секции из однорядной спирали)    

Расчетная длинна трубок:

L=Fст/(N.π.dн)= 12,74 м

Сечение для прохода пара:

F=L.l.β= 0,050 м2

где β=0.98 - учитывает часть длины труб, участвующих в теплообмене.

Средняя температура конденсата:

tk.ср=0.5(tп+tдр)= 219,4°С

Скорость конденсата в межтрубном пространстве:

Wк=Dп*v/F= 3,28 м/с

где v=0.001194 м3/кг

Эквивалентный диаметр:

dэ=4F/U= 0,10м

где U=2

Параметры конденсата при средней температуре

ν=f(pпв,tк.ср)= 1,46.10-07 м2/с

λ=f(pпв,tк.ср)= 0,654 Вт/(м.К)

μ=f(pпв,tк.ср)= 1,23.10-04 Па.с

Pr=f(pпв,tк.ср)= 0,860    

Re=W.dэ/ν=2,25.10+06  

Коэффициент теплоотдачи от конденсата к стенке:

α1=0,023λ.Re0.8.Pr0.4/dэ= 17102,7 Вт/(м2.К)

Средняя температура питательной воды в ОД:

tв.ср=0.5(tвых.одпв+tвхпв)= 199,0 °С

Параметры ПВ при температуре  tв.ср  

ν=f(pпв,tв.ср)= 1,57.10-07м2/с

λ=f(pпв,tв.ср)= 0,670Вт/(м.К)

μ=f(pпв,tв.ср)= 1,37.10-04Па.с

Pr=f(pпв,tв.ср)= 0,909    

Re=W.dв/ν=2,29.10+05 

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:

α2=0,023λ.Re0,8.Pr0,4/dв=11999,4 Вт/(м2.К)

Коэффициент теплопередачи:

kод=(1/α1+δ/λ+1/α2)-1=4441,7 Вт/(м2.К)

Среднелогарифмический температурный напор:

Δtб=tдр-tвхпв=18,9 °С

Δtм=tк-tвых.одпв= 22,1 °С

Δtод=(Δtб-Δtм)/ln(Δtб/Δtм)= 20,4 °С

Площадь поверхности теплообмена:

Fод=Qод/(kод.δtод)= 35,5 м2

Суммарная площадь:

F=Fсп+Fод= 3588,4 м2

По F=3588,4 м2 площади поверхности теплообмена, pв=81,6 кгс/см2, давлению основного конденсата и pп=24,6 кгс/см2 греющего пара, соответственно выбираем по[4] типоразмер ПНД 7:

2 подогревателя ПВ-2500-97-28А.

ПНД4

Расход греющего пара Dп4= 84,80 кг/с

давление греющего пара pп4= 0,587 МПа

расход основного конденсата Gок= 1363,7 кг/с

температура основного конденсата на входе tвхок= 124 ⁰С

температура основного конденсата на выходе tвыхок= 154 ⁰С

давление основного конденсата pок= 0.889 МПа

диаметр и толщина стенок трубок dв* δ=16*1 мм

наружный диаметр трубок dн= 18 мм

материал трубок – легированная сталь (08Х18Н10Т);

Потери теплоты в окружающую среду оцениваются коэффициентом ηтп=  0.99 

число ходов ОК в ПНД z=2

Параметры конденсата и пара в ПНД 4:

tп=158 °С

hn=2823,2 кДж/кг

hk=666,9 кДж/кг

hвхпв=521,3 кДж/кг

hвыхпв=649,8 кДж/кг

Тепловая мощность ПНД 4:

Qп4=Gок.(hвыхок-hвхок)/η=177004,9 кВт

Среднелогарифмический температурный напор:

Δtб=tп-tc= 4 °С

Δtм=tп-tвыхпв= 34°С

Δtср=(Δtб-Δtм)/ln(Δtб/Δtм)= 14 °С

Принимаем скорость движения воды в трубках W= 1,5 м/с

Из уравнения сплошности определим количество трубок в ПНД 4:

n=Gок/(ρ-Fтр.W)= 4,522 шт

Общее число труб N в двухходовм ПНД 4:

N=n.z=9044 шт

Задаемся длиной трубок (7...11 м) в подогревателе – Lтр = 10 м. (первое приближение)

Средняя температура воды:

tок.ср=0.5(tвыхок+tвхок)= 139 °С

Средняя температура стенки трубок:

tст.ср=0.5(tк+tок.ср)= 148,5°С

Средняя температура слоя конденсата на поверхности трубок:

tпл.ср=0.5(tк+tст.ср)= 153,3°С

Коэффициент теплоотдачи от пара к стенке подсчитываем по эмпирической формуле:

α1=(5500+65tпл.ср-0,2t2пл.ср).((tк-tст.ср)Lтр)-0,25=3447,8 Вт/(м2.К)

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:

α2=1,16(1400+18tок.ср-0,035t2ср.ср).W0,8.dв-0.2=11834,2 Вт/(м2.К)

Теплопроводность стенки из стали 08Х18Н10Т -λст= 18 Вт/(м.К)

Таблица 3.

Коэффициент, учитывающий накипь и загрязнения стенки:

Кз=1

Коэффициент теплопередачи:

k= Кз (1/α1+δ/λ+1/α2)-1=2325,1 Вт/(м2.К)

Площадь поверхности теплообмена:

F=Q/(k.δt)= 5430,7 м2

Расчетная длина трубок:

L=F/(N.π.dн)= 10,62 м

По F=5430,7 м2 площади поверхности теплообмена, pв= 9,1 кгс/см2, pп=6,0 кгс/см2 давлению основного конденсата и греющего пара, соответственно выбираем типоразмер ПНД 4:

2 подогревателя ПН-3000-25-16-ІVА.

ВЫВОД

В заключении приведено сравнение расчетних значений с номинальными значениями по [4] в таблице 4.

Таблице 4.

сравнение расчетних значений с номинальными значениями

Расчетная мощность отличается от номинальной вследствие отличия заданных расходов от номинальных. При расчете начального давления учитываются потери давления в паровпускных устройствах, которые колеблются в пределах 0,03...0,05. Выбор разных значений этих потерь, вызывает отклонение начального давления от номинального значения. Следовательно, начальная температура в свою очередь откланяется. Давления перед ПП1, ПП2, ЦСД и разделительное давление зависят от давлений в отборах. Значения давлений пара в камерах отборов Т, работающей на номинальной нагрузке в проектном расчете, определяются по соответствующим температурам ОК и ПВ на выходе из ПНД и ПВД. Для расчета тепловой схемы ТУ использовали параметры (давление, температуру и энтальпию) греющего пара отборов непосредственно на входе в регенеративные подогреватели, дренажей конденсата греющего пара, нагреваемой среды (основного конденсата, питательной воды и перегреваемого пара в СПП). Расчет этих параметров выполнялся с заданными исходными данными и по рекомендациям, поэтому значения давлений пара в камерах отборов отличаются от номинальных значений. Это объясняет отличие между расчетными и номинальными значениями расходов и удельного расхода тепла и КПД.

ЛИТЕРАТУРЫ

1.                Маргулова Т.Х. Атомные электрические станции: Учебник для вузов.– 4-е изд., перераб. и доп.–М.: Высш.шк., 1984.–304 с.: ил.

2.                Трояновский Б.М. и др. Паровые и газовые турбины атомных электростанций: Учеб. пособие для вузов.– М.: Энергоатомиздат, 1985.–256 с.: ил.

3.                Тепловые и атомные электрические станции: Справочник / Под общ. ред. В.А.Григорьева, В.М.Зорина.– 2-е изд., перераб.– М.: Энергоатомиздат, 1989.– 608 с.: ил.– (Теплоэнергетика и теплотехника; Кн. 3).

4.                Киров В.С. Тепловые схемы турбоустановок АЭС и их расчеты: Учебн. пособие для вузов.– изд. 2-е, испр.– Одесса: Астропринт, 2004.– 212 с.

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

Страницы: 1, 2, 3