РАСЧЁТ РЕЖИМА НОМИНАЛЬНОЙ ТЕПЛОВОЙ НАГРУЗКЕ. 1.1 Описание принципиальной тепловой схемы энергоблока с турбиной ПТ80/100- 12,8/1,5. Принципиальная тепловая схема (ПТС) характеризует сущность и совершенство основного и технологического процесса тепловой электрической станции – процесса преобразования тепловой энергии сжигаемого топлива в электрическую и тепловую энергию, отпускаемую потребителям. Она определяет тепловую экономичность отпуска потребителям от ТЭС электрической и тепловой энергии. ПТС включает основное и вспомогательное теплоэнергетическое оборудование технологического цикла: парогенераторы, паровые турбины, регенеративные подогреватели питательной воды, подогреватели сетевой воды, насосы различного назначения, деаэраторы, расширители. На рисунке 1.1 показана принципиальная тепловая схема энергоблока с турбиной ПТ- 80/100- 12,8/1,5.
Рисунок1.1 Схема принципиальная паротурбинной установки ПТ- 80/10012,8/1,5. Турбина паровая типа ПТ- 80/100- 12,8/1,5 с регулируемыми отборами пара, производственным и двумя теплофикационными, номинальной мощностью 80 МВт, с частотой вращения ротора турбины 50 с-1 (3000 об/мин ) предназначена для непосредственного привода генератора переменного тока, монтируемого на
общем фундаменте с турбиной и отпуска пара и тепла для нужд производства и отопления. Турбина рассчитана для работы при следующих основных номинальных параметрах свежего пара: абсолютное давление перед стопорным клапаном 12.8 МПа; температура пара перед стопорным клапаном 555 С; номинальный расход свежего пара через стопорный клапан 400 т/ч. Турбина имеет три регулируемых отбора пара: производственный с номинальным абсолютным давлением 1,5МПа; два теплофикационных: ВОО с номинальным абсолютным давлением 0,123 МПа и НОО с номинальным абсолютным давлением 0.059 МПа; Производственный и теплофикационный отборы имеют следующие пределы регулирования абсолютного давления: производственный от 1.3 + 0.3 МПа; верхний отопительный от 0.05 до 0.25 МПа; нижний отопительный от 0.03 до 0.1 МПа. Подогрев основного конденсата и питательной воды осуществляется в охладителе эжекторов, охладителе уплотнений и в подогревателе уплотнений, в трех подогревателях низкого давления (ПНД), деаэраторе и трѐх подогревателях высокого давления (ПВД). ПВД имеют встроенные охладители пара и дренажа. Дренаж из ПВД сливается каскадно в деаэратор. Из ПНД3 дренаж сливается в ПНД2 из ПНД2 в ПНД1 , откуда сливным насосом подаѐтся в смеситель СМ1 на линии основного конденсата между ПНД1 и ПНД2. Конденсат из верхнего и нижнего сетевых подогревателей ВС и НС соответственно подается сливными насосами в смеситель СМ2 между третьим и вторым подогревателями и СМ1 между первым подогревателем и вторым. В СМ1 подается еще добавочная вода из ДДВ. Подогрев сетевой воды предусматривается последовательно в двух сетевых подогревателях. Паровоздушная смесь из концевых уплотнений отсасывается эжектором. Пар из уплотнений штоков клапанов направляется в деаэратор питательной воды (ДПВ). В схеме предусмотрена система рециркуляции основного конденсата. 1.2. Исходные данные: Dп=11,11 кг/с-расход пара на производство; tнв = -15°C - температура наружного воздуха; Qт =420 ГДж/ч – тепловая нагрузка; 1.3 Определение давлений в нерегулируемых отборах турбины. 1.3.1 Определение параметров сетевой воды. Схема движения рабочих сред в сетевых подогревателях представлена на рисунке 1.1.
Рисунок 1.2 - Схема движения пара и воды в сетевых подогревателях. По графику температуры сетевой воды определяем температуру прямой tвс= 100С, обратной tос= 45С сетевой воды и температуру сетевой воды на выходе из нижнего сетевого подогревателя tнс= 80С . Принимаем недогрев сетевой воды в нижнем подогревателе сп = 4 С, в верхнем подогревателе в с= 4 С, тогда температуры насыщения в нижнем и верхнем подогревателях будут равны: tн.нс= tнс + сп , (1.1) tн.нс=80 + 4 = 84 С tн.вс= tвс + сп , tн.нс=100 + 4 = 104 С
(1.2)
По таблице воды и водяного пара определяем давление греющего пара в нижнем и верхнем сетевых подогревателях: Pн.нс=0.0556 МПа – давление греющего пара в нижнем подогревателе НС; Pн.вс=0.1168 МПа – давление греющего пара в верхнем подогревателе ВС. Определяем давление греющего пара в камере нижнего и верхнего отопительных отборов: P Pнс н.нс , (1.3) 1-0.05
Pнс 0.0556 0.0586МПа 1-0.05 P Pвс н.вс , 1-0.05
(1.4)
Pвс 0.1168 0.1229МПа 1-0.05 По таблице воды и водяного пара определяем энтальпии прямой и обратной воды:
hв.вс= 419.32 кДж/кг – энтальпия прямой сетевой воды (на выходе из ВС) при давлении p=0.725МПа. hос= 189,12 кДж/кг – энтальпия обратной сетевой воды при давлении p=0.785МПа. Определим расход сетевой воды: Qт , (1.5) G св (h в.вс h ос ) G св
Определим расходы пара подогревателей:
420 103 506,8 кг/с (419.32 189, ) 3.6
в
D НС
отопительные отборы из тепловых балансов
G св (h в.нс h ОС ) , (h 6 h н.нс ) η П
(1.6)
G св (h в.вс h В.НС ) , (7.7) (h 5 h н.вс ) η П где h6= 2545.97 кДж/кг– энтальпия пара из шестого отбора на входе в подогреватель; hн.нс=351.74 кДж/кг – энтальпия насыщения конденсата греющего пара на выходе из нижнего подогревателя; hв.нс=335.38 кДж/кг – энтальпия сетевой воды на выходе из нижнего подогревателя; где h5= 2634.8 кДж/кг– энтальпия пара пятого отбора на входе в подогреватель; hн.вс=435.99 кДж/кг – энтальпия насыщения конденсата греющего пара на выходе из верхнего подогревателя; п=0.998– коэффициент, учитывающий потери тепла в подогревателе. D ВС
Из уравнений (1.6) и (1.7) найдем расходы пара на подогреватели:
D НС
509,8 (335.38 210) 19,54 кг/с. (2545.97 351.74) 0.998
D ВС
509,8 (419.32 335.38) 34,12 кг/с. (2634.8 435.99) 0.998
1.4 Расчѐт принципиальной тепловой схемы энергоблока с турбиной ПТ-80/10012,8/1,5. 1.4.1 Параметры пара и воды турбоустановки
На рисунке 1.3 показана схема процесса работы пара в H,S-диаграмме в расчетном режиме. Параметры и величины потоков рабочего тела (пара, конденсата и питательной воды) в различных участках технологического цикла приведены в таблице 1.1, где приняты следующие обозначения: P, t, h - давление (МПа), температура (С) и энтальпия (кДж/кг) пара в отборах турбины; Pн - давление насыщения в регенеративных подогревателях (МПа); tн, hн - температура (С) и энтальпия (кДж/кг) конденсата при давлении насыщения ; - недогрев воды в поверхностных теплообменниках на выходе из встроенного пароохладителя (С); Pв, Tв, hв - давление (МПа), температура (С) и энтальпия (кДж/кг) воды после регенеративных подогревателей.
H, кДж/кг
0 0
1 2 3
4 5
6
К
S, кДж/кг К Рисунок 1.3– Процесс работы пара в турбине ПТ-80/100- 12,8/1,5.
Таблица 1.1 Параметры и величины потоков рабочего тела
1.4.2 Определение величины потерь пара на продувку и протечек через уплотнения. Расчѐт схемы теплофикационной турбины удобнее проводить, задаваясь расходом пара на турбину и в конце расчета, определять электрическую мощность турбоагрегата. Заканчивается расчѐт определением показателей тепловой экономичности турбоустановки и ТЭЦ в целом. Паровая нагрузка парогенератора определяется с учѐтом потерь на продувку и протечек через уплотнения. Расход свежего пара на турбину D0 =111,11 кг/с. Расходы отборов определяются в абсолютных величинах. Утечка пара на ТЭЦ составляет 1-2 % : Dут=0.015D0 (1.9) Dут=0.015111,11 =1,67 кг/с. Паровая нагрузка парогенератора будет равна: Dпг=D0+Dут (1.10) Dпг=111,11 +1.67 =112,78 кг/с Величину продувки принимаем равной 2% от расхода свежего пара с котельного агрегата. Расход продувочной воды равен: Dпр=0.02D0, (1.11) Dпр=0.02111,11 =2,22 кг/с Расход питательной воды равен: Dпв = Dпг+Dпр (1.12) Dпв = 112,78 +2,22 = 115 кг/с Расход пара на охладитель эжектора принимаем 0.25 % от D0 Dэ = 0.0025D0, Dэ = 0.0025111,11 = 0,278 кг/с Расход пара на подогреватель уплотнений принимаем 0.124 % от D0 Dпу =0.00124D0, Dпу = 0.00124111,11 = 0,138 кг/с. Расход пара на эжектор уплотнений: Dпс.э=0.00135D0, Dпс.э = 0.00135111,11 = 0.15 кг/с. 1.4.3 Тепловые балансы расширителя непрерывной продувки.
(1.13)
(1.14)
(1.15)
Схема движения пара и воды в расширителе представлена на рисунке 1.4.
Рисунок 1.4 – Схема движения пара и воды в расширителях. Параметры рабочих сред в расширителе приведены в таблице 1.2. Таблица 1.2. Параметры пара и воды в расширителе Ступ. Пар из расширителя Вода из расширителя рас- Вода в расширитель шири tпр, hпр, Pр, tпр, h``пр, Pр, tпр, h`пр, P , пр теля С кДж/кг МПа С кДж/кг МПа С кДж/кг МПа
15.2
343.2 1618.02 0.588
158
2755.26 0.588
158
667.08
где Pпр, tпр, hпр – соответственно давление, температура и энтальпия теплоносителей. Из уравнения теплового баланса расширителя определяем выход пара из расширителя: h пр η р h пр Dпр D пр , (1.16) h пр h пр где hпр=1618.02 кДж/кг – энтальпия продувочной воды при давлении насыщения Pб=15.2МПа; h'пр=667.08 кДж/кг – энтальпия продувочной воды на выходе из расширителя при давлении насыщения в расширителе P'п=0.686 МПа; h''пр= 2755.26 кДж/кг – энтальпия пара на выходе из расширителя при давлении насыщения в расширителе Pр=0.588 МПа; р=0.99– коэффициент, учитывающий потери тепла в расширителе. 1618.02 0.99 667.08 D 2.22 1,012 кг/с пр 2755.26 667.08 Расход продувочной воды, выходящей из расширителя: D'пр=Dпр-D''пр (1.17) D'пр= 2,22 – 1,012 = 1,21 кг/с Пар из расширителя поступает в деаэратор питательной воды (ДПВ), а продувочная вода утилизируется.
1.4.4 Определение давления в конденсаторе, давления питательной воды и давления основного конденсата. 1.4.4.1 Определение давления в конденсаторе Температура воды, поступающая в конденсатор турбины для системы оборотного водоснабжения равна: t о.в1 20 С Температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора: (1.18) t о.в2 t о.в1 t , где t = 7 С – подогрев охлаждающей воды в конденсаторе. tо.в2 = 20 + 7 = 27 С Температура в конденсаторе: tк = tо.в2 + δt , (1.19) где t = 4 С – температурный напор в конденсаторе; tк = 27 + 4 = 31 °C По таблице 1 термодинамических свойств воды и водяного пара находим давление в конденсаторе: Pк = 0.0045 МПа. 1.4.4.2 Давление питательной воды Давление в нагнетательном патрубке питательного насоса определяется по следующей формуле: Pн Pб ΔPб ΔPэк ΔPрпк ΔPпвд Pнив Pзап , (1.20) где Pб = 15.2 МПа – давление в барабане котла; Δ Pб – запас давления на открытие предохранительных клапанов, МПа ΔPб Pб 0.08 , (1.21) Δ Pб = 15.2 0.08 = 1.216 МПа Δ Pэк – запас давления на открытие предохранительных клапанов экономайзера, МПа ΔPэк Pб 0.05 , (1.22) Δ Pэк = 15.2 0.05 = 0.76 МПа Δ Pрпк – потери давления в регулирующем питательном клапане, МПа Δ Pрпк = 1.2 МПа Δ Pпвд – потери давления на входе в ПВД, МПа Δ Pпвд = 0.2 МПа Pнив – давление столба воды от уровня оси насоса до уровня воды в барабане, МПа -6 (1.23) Pнив = g Н10 , где Нн = 28 м – высота уровня воды от оси насоса до уровня воды в барабане; = 760.338 кг/м3 – средняя плотность воды; g = 9.81 м/с2 – ускорение свободного падения;
Pнив = 28760.338 9.8110 = 0.209 МПа -6
Pзап = 1.919 МПа – сумма потерь давления в напорных трубопроводах (составляет 10% от Pн). Подставляя эти значения в (2.20), получим: Pн = 15.2 + 1.216 + 0.76+1.2+30.2 + 0.209+1.919 = 21.103 МПа. Давление на всасывающем патрубке насоса: Pв = Pд + Pст – ΔPв, (1.24) где Pд = 0.588 МПа – давление в деаэраторе питательной воды; ΔPв = 0.03 МПа – потери на участке деаэратор – насос; Pст – разность между уровнем воды в деаэраторе и уровнем оси насоса, МПа Pст = g Н10-6 (1.25) где Н = 20 м –уровень воды от оси насоса до уровня воды в деаэраторе; = 909.354 кг/м3 – средняя плотность воды; g = 9.81 м/с2 – ускорение свободного падения; Pст = 909.354 9.812010-6 = 0.178 МПа Подставляя эти значения в (2.24), получим: Pв = 0.588 + 0.178 – 0.03 = 0.736 МПа Давление питательной воды перед котлом: Pпв = Pн –3 ΔPпвд , (1.26) где Pн = 21.103 МПа – давление в нагнетательном патрубке питательного насоса; ΔPпвд = 0.2 МПа – потеря давления в подогревателе высокого давления. Pпв = 21.103 – 3 0.2 = 20.503 МПа. 1.4.4.3 Давление основного конденсата Определяем давление в нагнетательном патрубке конденсатного насоса: Pкн Pд Pст.ж ΔP (1.27) где Рд = 0.588 МПа – давление в деаэраторе; ΔP = 0.14 МПа – потери давления по линии основного конденсата; Pст.ж – разность между уровнем воды в деаэраторе и уровнем оси насоса, МПа Pст.ж = g Н10-6 (1.28) где Н = 25 м – высота подъема жидкости от уровня оси насоса до верхней точки трубопровода подачи основного конденсата в деаэратор; = 986.719 кг/м3 – средняя плотность воды; g = 9.81 м/с2 – ускорение свободного падения; Pст = 986.719 9.812510-6 = 0.242 МПа Подставляя эти значения в (2.27), получим: Pкн 0.588 0.242 0.14 0.97 МПа 1.4.5 Тепловые балансы регенеративных подогревателей высокого давления. На рисунке 1.5 представлена схема движения пара и воды в подогревателях высокого давления.
Тепловой расчет регенеративных подогревателей, имеющих в одном корпусе собственно подогреватель (СП) и охладитель дренажа (ОД) удобно выполнять, задаваясь конечным недоохлаждением дренажа на выходе из ОД - = 8 С. При этом известны температуры и энтальпии воды до и после всего теплообменника, а также расход воды, проходящей через теплообменник Dпв, параметры греющего пара на входе в теплообменник Pотб, hп, , tп температура и энтальпия насыщения пара в подогревателе tн и h'п. В результате решения уравнения теплового баланса теплообменника определяют расход греющего пара, отбираемого из турбины. Принимаем недоохлаждение конденсата в охладителе дренажа од = 8°С. Условно принимаем при расчѐте потоки дренажей из вышестоящих подогревателей направленными в охладитель дренажа.
Рисунок 1.5 – схема движения пара и воды в ПВД. Приращение энтальпии в питательном насосе:
Δhпн
v (p p ) ср пн в , н
где н = 0.85 – КПД насоса; vср= 0.0011 м3/кг – средний удельный объем воды. 0.0011 (21.103 0.796) 26.272 кДж/кг 0.85 Энтальпия за питательным насосом: hпн= hв+ hпн , (1.30) где hв=667.079 кДж/кг – энтальпия воды перед питательным насосом при Рв=0.796 МПа и tд= 158 С; Δh пн
Температура воды после питательного насоса: t пн 161.293 C определили по Pпн 21.103 МПа и h пн 693.352
кДж кг
1.4.5.1 Тепловой баланс ПВД7 Составим уравнение теплового баланса для данного подогревателя: D (h В7 h В6 ) D П7 (h 1 h ДР7 ) D УПЛ1 (h УПЛ1 h ДР7 ) ПВ , (1.31) ηП где Dп6 – расход пара на ПВД6; h1=3254,64 кДж/кг – энтальпия пара на входе в ПВД 7; hв7=1081,977 кДж/кг - энтальпия питательной воды на выходе из ПВД7; hв5=963,345 кДж/кг - энтальпия питательной воды на входе в ПВД6; ηп=0.998- коэффициент рассеивания теплоты в подогревателе; Dупл1= 0,4744 кг/с – расход пара из переднего уплотнения турбины; hупл1=3386.507 кДж/кг – энтальпия пара из переднего уплотнения турбины; Принимаем недоохлаждение конденсата греющего пара в ПВД 7 равным 8 °С, тогда температура и энтальпия дренажа греющего пара на выходе из ПВД 7 равна: tдр6 = tв.пвд5+ (1.32) 0 tдр7 = 223,09 + 8 = 231,09 С hдр7 = 995,6 кДж/кг- энтальпия дренажа греющего пара; При этом, расход конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД 7 в ПВД 6 определяется по формуле: Dдр7=Dп7+Dупл1, (1.33) Из уравнения теплового баланса (1.31) определим расход пара из первого отбора: 62.1 (1081.977 789.621 ) - 0.256 (3386.507 - 815.572) D П7 5,6 кг/с 0.998 (3201.052 815.572 )
Находим расход конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД 7 в ПВД 6: Dдр7 = 5,6 + 0,4744 = 6,0744 кг/с. 1.4.5.2 Тепловой баланс ПВД 6: Уравнение теплового баланса:
D ПВ (h В6 h В5 ) , ηП где DП6 - расход греющего пара, отбираемого из турбины на ПВД 6; h2= 3128,14 кДж/кг - энтальпия греющего пара перед ПВД 6; hВ5=802,62 кДж/кг - энтальпия питательной воды перед ПВД 6; D П6 (h 2 h ДР6 ) D др7 (h ДР7 h ДР6 )
(1.34)
Принимаем недоохлаждение конденсата греющего пара в ПВД 5 равным 8 °С, тогда температура и энтальпия дренажа греющего пара на выходе из ПВД5 равна: tдр5 = tв.пвд4+ , (1.35) 0 где tв.пвд5=186,68 С – температура питательной воды после ПВД 5; tдр6 = 186,68+8 = 194,68 0С hдр6 = 829 кДж/кг- энтальпия дренажа греющего пара. При этом, расход конденсата греющего пара, сливаемого из ПВД 6 в ПВД 5 определяется по формуле: Dдр5=Dдр7+ DП6, (1.36) Из уравнения теплового баланса (_.34) определим расход пара из второго отбора: 62.1 (789.621 768.033 ) - 3.852 (815.572 - 765.572) D П6 7,68 кг/с 0.998 (3100.271 765.572 ) При этом, расход конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД 5 определяется по формуле (1.36) Dдр5 = 6,0744 + 7,68 = 13,754 кг/с 1.4.5.3 Тепловой баланс ПВД 5: Уравнение теплового баланса ПВД 5:
D ПВ (h 5 h ПН ) , (1.37) ηП где DП5 - расход греющего пара, отбираемого из турбины для ПВД 5; h3= 2971,55 кДж/кг - энтальпия греющего пара перед ПВД 5; hпн=667,11 кДж/кг - энтальпия питательной воды перед ПВД 5; Принимаем недоохлаждение конденсата греющего пара в ПВД 5 равным 8 °С, тогда температура и энтальпия дренажа греющего пара на выходе из ПВД4 равна: tдр4 = tпн+ , (1.38) 0 где tпн=155,14 С – температура питательной воды после питательного насоса; tдр5 = 155,14+8 = 163,14 0С hдр5 = 689,56 кДж/кг- энтальпия дренажа греющего пара; D П5 (h 3 h ДР5 ) D др6 (h ДР6 h ДР5 )
При этом, расход конденсата греющего пара, сливаемого из ПВД 5 в ДПВ определяется по формуле: Dдр5=Dдр6+ Dп5, (1.39) Из уравнения теплового баланса (_.36) определим расход пара из второго отбора: 62.1 (768.033 693.352 ) - 8.276 (765.572 - 716.244) D п5 6,06 кг/с 0.998 (3011.77 716.244 ) При этом, расход конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД4 в ДПВ определяется по формуле (2.39). Dдр5 = 13,754 +6,06 = 19,81 кг/с 1.4.6 Деаэратор питательной воды. Схема движения пара и воды в деаэраторе питательной воды представлена на рисунке 1.6. Уравнение материального баланса деаэратора питательной воды: Dпв +Dупл+Dэж+Dпс.э = Dдр4+Dок+D''пр+ Dшт, (1.40) где Dок – расход основного конденсата на ДПВ; Dд – расход пара подводимого к деаэратору из третьего отбора; Dшт= 0.333 кг/с – расход пара из уплотнений штоков; Dупл= 0.22 кг/с – расход выпара из деаэратора на уплотнения; D''пр= 1.012кг/с – расход пара из расширителя непрерывной продувки; Dэж= 0.278 кг/с – расход выпара из деаэратора на эжектор; Dпс.э= 0.081 кг/с- расход выпара из деаэратора на эжектор уплотнений; Dдр5= 19.81 кг/с- расход конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД5 в деаэратор;
Рисунок 1.6 – Схема движения воды и пара в деаэраторе.
Уравнение теплового баланса деаэратора питательной воды: Dпвh'д +(Dупл+Dэж+Dпс.э) h''д= Dдр4hдр4+Dдh3+Dокhок+D''пр1h''пр1+ Dштh0, (1.41) где h'д=667.079 кДж/кг – энтальпия питательной воды на выходе из ДПВ; h''д=2755.259 кДж/кг – энтальпия выпара из деаэратора; hдр5 = 689.56 кДж/кг- энтальпия дренажа греющего пара из ПВД5; h3= 2971.54 кДж/кг – энтальпия пара, поступающего в деаэратор из третьего отбора; hок=570.906 кДж/кг – энтальпия основного конденсата на входе в деаэратор; h''пр=2755.259 кДж/кг – энтальпия пара из расширителя I ступени; h0 = 3486.507 кДж/кг – энтальпия свежего пара. Уравнения (1.40) и (1.41) образуют систему двух уравнений. Решая эту систему относительно Dд и Dок получим: Dд = 2.61 кг/с, Dок = 91.88 кг/с. 1.4.7 Тепловые балансы регенеративных подогревателей низкого давления. Расчѐт группы ПНД заключается в совместном решении тепловых и материальных балансов теплообменников в тракте основного конденсата турбины. На рисунке 1.7 представлена схема движения воды и пара в подогревательных установках низкого давления. 1.4.7.1 Тепловой баланс ПНД3: Уравнение теплового баланса ПНД3 : DП3(h4-hдр3) = Dок(hв.пнд3-hсм2) 1/п , (1.42) где DП3– расход греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД3; h4=2853.351 кДж/кг- энтальпия греющего пара в четвертом отборе для ПНД3; hдр3=587.717 кДж/кг- энтальпия конденсата греющего пара после ПНД3; Dок = 50.288 кг/с – расход основного конденсата через ПНД3; hв.пнд3=570.906 кДж/кг - энтальпия конденсата, подводимого к деаэратору от подогревателя ПНД3; hсм2– энтальпия основного конденсата в точке смешения СМ1, подводимого к ПНД3 от точки смешения СМ2,кДж/кг; п = 0,998 - коэффициент рассеивания теплоты в подогревателе.
Рисунок 1.7 – схема движения воды и пара в подогревателях низкого давления. 1.4.7.2 Тепловой и материальный балансы смесителя СМ2. Материальный баланс смесителя СМ2: Dок= Dок2+ Dвс, где Dок2- расход основного конденсата на выходе из ПНД2; Dвс =14.533 кг/с расход дренажа из ВС;
(1.43)
Тепловой баланс смесителя СМ2: Dок. hсм2= Dок2. hв.пнд2+ Dвс hн.вс, (1.44) где hв.пнд2 = 422.188 кДж/кг – энтальпия основного конденсата на выходе из ПНД2; hн.вс=435.988 кДж/кг – энтальпия насыщения конденсата греющего пара на выходе из верхнего подогревателя. 1.4.7.3 Тепловой баланс ПНД2. Уравнение теплового баланса ПНД2 : DП2(h5-hдр2)+ DП3(hдр3- hдр2) = Dок2( hв.пнд2- hсм1.)(1/ ηп),
(1.45)
где DП2- расход греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД 2; h5 =2634.801 кДж/кг - энтальпия греющего пара в пятом отборе для ПНД 2; hдр2 =438.519 кДж/кг - энтальпия конденсата греющего пара после ПНД 2; hсм1 - энтальпия конденсата, подводимого к подогревателю ПНД 2 от точки смешения СМ1. 1.4.7.4 Тепловой и материальный балансы смесителя СМ1. Материальный баланс смесителя СМ1: Dок2 = Dок1 + DП2+ DП3+ DП1+ Dнс где Dок1- расход основного конденсата на выходе из ПНД1; DП1– расход пара из шестого отбора турбины на ПНД1; Dнс =21.753 кг/с расход дренажа из НС.
(1.46)
Тепловой баланс смесителя СМ2: Dок2. hсм1 = Dок1. hв.пнд1+( DП2+ DП3+ DП1) . hдр1+ Dнс. hн.нс , (2.47) где hв.пнд1=337.822 кДж/кг – энтальпия основного конденсата на выходе из ПНД1; hдр1=353.967 кДж/кг – энтальпия конденсата греющего пара после ПНД2; hн.нс=351.745 кДж/кг – энтальпия насыщения конденсата греющего пара на выходе из нижнего подогревателя; 1.4.7.5 Тепловой баланс ПНД1. Уравнение теплового баланса ПНД1 : DП1(h6-hдр1) +( DП2+ DП3) ( hдр2-hдр1) = Dок1( hв.пнд1- hпу)(1/ ηп), (2.48) где DП1 - расход греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД1; h6=2545.975 кДж/кг- энтальпия греющего пара в пятом отборе для ПНД1; hпу =189.207 - энтальпия основного конденсата подводимого к ПНД1. Решив систему из уравнений (1.42) - (1.48) получаем значения: DП3 = 3.245 кг/с - расход греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД3; DП2 = 0.955 кг/с - расход греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД2; DП1 = 0.456 кг/с - расход греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД1; Dок1 = 9.346 кг/с - расход конденсата через ПНД1; Dок2 = 35.758 кг/с - расход конденсата через ПНД2; hсм1 = 348.395 кДж/кг – энтальпия основного конденсата, подводимого к ПНД2 от точки смешения СМ1; hсм2 = 426.176 кДж/кг – энтальпия основного конденсата, подводимого к ПНД3 от точки смешения СМ2. 1.4.8 Расчет узла рециркуляции основного конденсата. 1.4.8.1 Уравнение теплового баланса подогревателя уплотнений, охладителя эжекторов ОЭ и ПС: (Dок1+Dрец).(hпу-hв.к)= ( Dпу.rпу+(Dупл+Dпс.э). rпс.э+ Dэж(h``д-hн.оз)). п , где Dрец- расход воды на рециркуляцию; Dупл = 0.12 кг/с – расход пара из уплотнений на ПС; Dпу = 0.0431 кг/с – расход пара из уплотнений в ПУ; rпу =2200 кДж/кг –тепловой поток от пара в ПУ к конденсату; Dэж=0.15 кг/с – расход выпара из деаэратора на ОЭ; Dпс.э= 0.081 кг/с- расход выпара из деаэратора на эжектор уплотнений; rпс.э =2200 кДж/кг –тепловой поток от пара в ПС к конденсату; h``д=2755.259 кДж/кг – энтальпия выпара деаэратора; hн.оз =420 кДж/кг – энтальпия насыщения в ОЭ; hв.к=122.448 кДж/кг – энтальпия основного конденсата после конденсатора; hпу=189.207кДж/кг – энтальпия основного конденсата после ПУ.
(1.49)
Из уравнения (1.57) найдем Dрец: Dрец=
0.431 2200 (0.12 0.081) 2200 0.15 (2755.259 420) 0.998 9.346 (189.207 122.448)
=16.718 кг/с 1.4.8.2 Кратность циркуляции рециркулируемого конденсата. m
m
рец
рец
D
рец
D
D
ок1
,
(1.50)
ок1
16.718 9.346 2.789 9.346
1.4.9 Паровой баланс турбины. Паровой баланс турбины представляет собой сравнение потоков пара, входящих в конденсатор Dп.к и конденсата, выходящего из конденсатора Dв.к. Материальный баланс по пару: Dп.к=D0 – Dпу – Dшт – Dупл1 –,
(1.51)
Dп.к = 60 – 0.0431 – 0.18 – 0.256 – 52.379= 7.398 кг/с Материальный баланс по воде: Dвк= Dок1 – Dпс.э– Dэж– Dпу – Dупл – Dдв ,
(1.52)
Dвк= 9.346 – 0.081– 0.15– 0.0431– 0.12– 1.554 = 7.398 кг/с 1.4.11 Энергетический баланс турбоагрегата Энергетический баланс турбоагрегата заключается в определении полной мощности турбины Wi, путѐм суммирования мощностей, выработанных в каждом отсеке Wi. Электрическая мощность отсека: Wi=DiHi ;
(1.53)
где Di – поток пара, проходящий через i-ый отсек, кг/с; Hi – действительный теплоперепад в отсеке, кДж/кг. Таблица 1.3 Мощность отсеков турбины Отсек Пропуск пара через отсек турбины
Hi, кДж/кг
Wi, МВт
0–1
D0-Dшт- Dупл1
Значение, кг/с 110.303
1–2
D01-D1
104.56
123.5
13.23
2–3
D12-D2
96.89
156.59
15.71
3–4
D23-Dп- Dд-Dпу
77.11
177.31
13.67
4–5
D34-D4
70.25
159.43
11.2
5–6
D45-D5- Dддв- Dпов5
48.78
88.83
4.33
6–К
D56-D6
13.8
0
0
Итого:
83.18
Обозначение
231.86
25.57
Электрическая мощность турбоагрегата WЭ=Wiэмг, (1.54) где эм =0.98 – коэффициент, учитывающий электромеханические потери мощности; г=0.98 – КПД генератора. WЭ = 83.18 0.98 . 0.98 = 79.96 МВт 1.4.12 Показатели тепловой экономичности энергоблока. Расчѐт показателей тепловой экономичности сводится к определению удельных расходов топлива по выработке электрической и тепловой энергии. Полный расход тепла на турбоустановку: Qту=D0(h0-hпв), (1.55) где h пв = 1081.977 кДж/кг – энтальпия питательной воды на входе в котел. Qту = 111.11 (3486.507 – 1081.977) 10-3 = 267.17 МВт. Расход тепла на теплофикацию: Q0т = Qт / ηтп; где тп=098 коэффициент отопительной установки; Qт = 420 ГДж/ч – тепловая нагрузка энергоблока. Qт = 420103/ 0.983.6 = 119.05 МВт Общий расход отпущенной теплоты: Qпт = Qп+ Q0т ; Qпт = 29.105 + 119.05 = 148.15 МВт Тепловая нагрузка парогенераторной установки Qпг = Dпг(hпг - hпв),
(1.56)
(1.57)
(1.58)
Qпг=(111.11(3494.586-1081.977) 10-3 = 268.07 МВт Коэффициент ценности тепла, отпускаемого из 5-го отбора: h hк h0 h5 , K ц.ВОО 5 1 0.4 h0 hк h 0 h к
(1.59)
где hк=2403.041 кДж/кг – энтальпия пара в конденсаторе; 2634.801 2403.041 3486.507 2634.801 K ц.ВОО 1 0.4 0.3735 3486.507 2403.041 3486.507 2403.041 Коэффициент ценности тепла, отпускаемого из 6-го отбора: h hк h h6 ; (1.60) K ц.ноо 6 1 0.4 0 h0 hк h 0 h к
2545.975 2403.041 3486.507 2545.975 1 0.4 0.6693 3486.507 2403.041 3486.507 2403.041 Доля теплоты, используемая на производство электрической энергии при отсутствии отпуска тепла внешним потребителям: dQэ =QП(1- Kц.воо) + QТ (1-Kц.ноо); dQэ = 29.105 (1- 0.3735) (1-0.6693) = 18.374 МВт K ц.ноо
(1.61)
Суммарная доля теплоты, используемая на производство электрической энергии при отсутствии отпуска тепла внешним потребителям: Qэ = QПГ – QТП; (1.62) Qэ = 22.970+ 39.247 = 62.217 МВт Коэффициент использования теплоты на выработку электрической энергии: Q.э Q.т.сн Q.э K.э : Q.э Q.т.сн Q.тп Q.э ; (1.63) 119.91 10.47 18.374 Kэ 0.4828 119.91 10.47 18.374 148.15
(
(
)
)
Общий расход условного топлива энергетическими котлами: Q пг , Bт η пг Q н р где Qнр=29310 кДж/кг – теплота сгорания условного топлива; 268.07 10 3 Вт 9.94 кг ут/с 0.92 29310 Расход условного топлива на выработку электрической энергии: Bээ = BтKэ; Bээ = 9.94 0.4828 = 4.8 кг ут/с Расход условного топлива на выработку тепловой энергии: Bтэ = Bт - Bээ; Bтэ=9.94 – 4.8 = 5.14 кг ут/с
(1.64)
(1.65)
(1.66)
Удельный расход условного топлива на выработку электрической энергии: b эу
B ээ ; Wэ
4.8 3600 221.84 г/(кВтч) 80 Удельный расход условного топлива на выработку тепловой энергии: B b ту тэ ; Q тп 5.14 10 3 b ту 34.7 кг/ГДж
(1.67)
b эу
148.15
(1.68)