Тепловой расчет блока электростанции

Министерство образования

Российской Федерации

Ивановский государственный энергетический университет

Кафедра тепловых электрических станций

РАСЧЕТ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

ЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО БЛОКА КОНДЕНСАЦИОННОЙ

ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ

Методические указания к выполнению курсовой работы

по курсу “Общая энергетика”

для студентов дневного и заочного обучения

электроэнергетического факультета

Иваново 2001

Составители: А.В.МОШКАРИН

Е.В. БАРОЧКИН

М.Ю. ЗОРИН

Редактор: Г.Г.ОРЛОВ

Настоящие методические указания служат для закрепления знаний студентами по курсу “Общая энергетика” и связаны с выполнением курсовой работы, заключающейся в расчете тепловой схемы энергетического блока конденсационной электростанции (КЭС).

Методические указания предназначены для студентов электроэнергетического факультета дневной и заочной форм обучения.

Методические указания утверждены цикловой методической комиссией ТЭФ.

Рецензент.

Кафедра “Атомных электрические станции” Ивановского государственного энергетического университета .

Рекомендации по выполнению курсовой работы

и исходные данные для выбора и расчета тепловой схемы

конденсационного блока

Студент выполняет курсовую работу для своих исходных данных. Они устанавливаются по данным табл. П I.I и П I.2 соответственно по последней и предпоследней цифрам шифра (личного номера) студента-заочника (см. приложение I). Работы, выполненные не по своему варианту, не рассматриваются.

При выполнении курсовой работы необходимо соблюдать следующие условия:

- расчеты сопровождать кратким пояснительным текстом, в котором указывать, какая величина взята из исходных данных, справочника, норм;

- вычисления проводить в единицах системы СИ, используя соответствующие таблицы и h-s – диаграмму.

Принципы выбора элементов системы регенерации, расчета регенеративных подогревателей в тепловой схеме, а также определения энергетических показателей турбоустановки и блока в целом изложены в [ I ]. Там же изложены и некоторые справочные данные. Поэтому перед началом выполнения расчетов студенту будет полезно ознакомиться с указанной литературой .

Выполненная курсовая работа высылается в деканат в сроки обусловленные учебным планом. Оформление в рукописи на листках размером 210х300 мм (по ГОСТ).

Задание, на основании данных таблиц П 1.1 и П 1.2 (приложение 1), приводится перед расчетом тепловой схемы турбоустановки.

После выполнения расчетов составляется краткое описание турбоустановки и дается реферат.

Примеры выполнения титульного листа, реферата и описания турбоустановки даны в приложении 2 (на трех листах) методических указаний.

Расчет тепловой схемы и определение

энергетических показателей теплоэнергетической

установки с конденсационной турбиной

Задание

Составить и рассчитать тепловую схему турбоустановки, выбрать паровой котел и вспомогательное оборудование при следующих исходных данных:

1. Номинальная мощность турбогенератора N = 70 МВт.

2. Начальные параметры и конечное давление в цикле: р₀ = 60 бар,

t₀ = 450С,

р_к = 0.05 бар.

3. Основные характеристики условного процесса турбины в hs - диаграмме:

а) потеря давления в органах регулирования турбины: р_р1 = 4%, следова-

тельно р’₀ = (1-р_р1 ) р₀ = (1-0,04 ) р₀ = 0,96р₀,

б) внутренний относительный КПД турбины _оi = 0,85.

4. В системе регенерации пять регенеративных подогревателей (m = 5); из них четыре поверхностного типа и один смешивающего - деаэратор. Давление в деаэраторе выбрать стандартным равным 6 бар.

5. Утечки цикла D_ут = 1,5% от расхода пара на турбину ; подогрев воды в эжекторном и сальниковым подогревателях t_эп = 4 С и t_сп = 4 С.

6. Потери давления в паропроводах от камер отборов до поверхностных подогревателей принять р₅= 4%, р₄=5%, р₂= 7%, р₁= 8%.

7. Поверхностные подогреватели без охладителей пара и охладителей конденсата; слив конденсата каскадный; недогрев воды в подогревателях

 t_нед = 4 C.

8. При расчете энергетических показателей блока принять:

- КПД котла _К = 91 %,

- удельный расход электроэнергии на собственные нужды – р_сн = 8 %.

1.Составление тепловой схемы

T

рk,tпс,hпс

Г

t0,р0,h0

D4

П-5

D_пв, t_пв

р_в5=90 бар

D₅. (р₅=4%)

Dпр

р_в4=95 бар

(р4=5%)

Dk

П-4

р_пн=100 бар

выпар (Dвып)

р_д=6.0 бар

П-3

р_в2 =9.0 бар

П-2 D₂ (р₂=7%)

р_сп =10 бар

р_в1 =10,5 бар

СП

D₁, (р₁=8 %)

П-1

Схема показана на рис.1.

По ходу воды в ней предусмотрены:

эжекторный подогреватель - ЭП;

регенеративный поверхностный подогреватель - П-1;

сальниковый подогреватель - СП;

регенеративный поверхностный подогреватель - П-2;

смешивающий регенеративный подогреватель (деаэратор) - П-3;

регенеративный поверхностный подогреватель - П-4;

регенеративный поверхностный подогреватель - П-5.

Восполнение утечек цикла осуществляется химически очищенной водой в конденсатор турбины. Вода на очистку забирается из обратного циркуляционного водовода. Для создания оптимальных условий коагуляции она подогревается до 40 С отборным паром турбины .

2. Распределение подогревов питательной воды по

регенеративным подогревателям

2.1 Давление пара в регенеративных отборах

При начальных параметрах р₀= 60 бар, t₀ = 450 С по таблице III [ 2 ] определяем энтальпию пара: h₀ = 3302,6 кДж / кг, а по табл. II температуру насыщения пара при начальном давлении р₀=60 бар : t₀^н= 274,1 С (t₀^н  274С ) и при конечном давлении р_к = 0,05 бар, t_к = 32,8 С (t_к  33 С).

Один из способов распределения величины подогрева воды между регенеративными подогревателями основан на равенстве подогрева ее в подогревателях от температуры в конденсаторе (в данном примере 33 С) до температуры насыщения в цикле (при р₀=60 бар температура насыщения t^н = =274,1 С). При этом одним из подогревателей считается водяной экономайзер парового котла. Кроме регенеративных подогревателей в тепловых схемах ТЭС предусматриваются эжекторные и сальниковые подогреватели. При равномерном распределении подогрева воды по регенеративным подогревателям и при t_эп = 3 С и t_сп = 5 С величина подогрева питательной воды в каждом подогревателе определяется из следующей зависимости: .

В этом случае температура питательной воды за каждым подогревателем:

за ЭП t_эп = t_к + t_эп = 32,8 + 4 = 36,8 С;

за П-I t₁ = t_эп + t_под = 36,8 + 38,88 = 75,68 С;

за СП t_сп = t₁ + t_сп = 75,68 + 4 = 79,68 С;

за П-2 t₂ = t_сп + t_под = 79,68 + 38,88 = 118,56 С;

за П-3 t₃ = t₂ + t_под =118,56 + 38,88 = 157,44 С;

за П-4 t₄ = t₃ + t_под =157,44 + 38,88 = 196,32 С;

за П-5 t₅ = t₄ + t_под = 196,32+ 38,88 = 235,2 С.

Примечание. Правильность определения температур за подогревателями рекомендуется проверить. Должно иметь место равенство

t₅ +  t_под  t₀^н.

В данном случае t₅ +  t_под = 235,2 + 38,88 = 274,08  274,1 С.

2.2. Выбираем место установки деаэратора и давление в нем.

При заданном числе регенеративных подогревателе m = 5 в качестве деаэратора должен быть назначен подогреватель П-3. При t₃ = 157,44С давление в нем составит:

р_д = р_нас  5,74 бар.

Выбираем стандартный деаэратор на давление р_д = 6 бар (Д - 6). По таблице II [2] для него определяем температуру и энтальпия воды :

температура воды t_д = 158,84 С;

энтальпия воды сt_д = 670,4 С.

Примечание. При выборе места установки деаэратора и давления пара в нем следует руководствоваться правилом: число регенеративных подогревателей высокого давления (ПВД) не должно быть больше числа подогревателей низкого давления (ПНД), поскольку ПВД, трубная система которых находиться под давлением питательных насосов, значительно дороже, чем ПНД. Поэтому, например, при m = 6 следует принимать три ПНД и два ПВД, а при m = 7 - три ПНД и три ПВД.

2.3. Устанавливаем давление в отборах

на регенеративные подогреватели.

а) Поверхностные подогреватели.

Давление пара поступающего в подогреватели этого типа определяется из условия нагрева питательной воды до определенных ранее температур при заданном недогреве воды

 t_нед = 4 C.

Величина недогрева воды показывает значение необходимого температурного напора для передачи теплоты от конденсирующегося в подогревателе пара к нагреваемой воде.

Для подогревателя П-5 определяем температуру насыщения пара, поступающего в подогреватель:

t_н5 = t₅ +  t_нед = 235,2 + 4 = 239,2 C.

Тогда давление пара, поступающего в подогреватель, определенное по таблице I [2] при температуре 239,2 ^оС будет: р₅ = 32,92 бар, и аналогично для остальных регенеративных подогревателей поверхностного типа :

для П-4 t_н4 = t₄ +  t_нед = 196,32 + 4 = 200,32 C, р₄ = 15,58 бар;

для П-2 t_н2 = t₂ +  t_нед = 118,56 + 4 = 122,56 C, р₂ = 2,12 бар;

для П-1 t_н1 = t₁ +  t_нед = 75,68 + 4 = 79,68 C, р₁ = 0,47 бар.

Давление в камерах отбросов турбины должно быть выше, чем давление пара перед подогревателями; учитывается потеря в паропроводах (на трение и местные сопротивления). При заданных потерях, которые приведены в задании (см. табл. П 1.2) р₅ = 4%, р₄ = 5%, р₂ = 7%, р₁ = 8% имеем :

б) Деаэратор.

Давление в камере отбора на деаэратор Д-6 принимается р₃^ко = р_д^ко = 9 бар (для всех вариантов) из условия его работы с неизменным давлением 6 бар без перехода на отбор вышестоящего подогревателя до нагрузки 70 % от номинальной.

Известно, что с достаточной точностью можно считать, что при недогрузках давления в камерах нерегулируемых отборов изменяются пропорционально расходам пара через соответствующие ступени и, следовательно, пропорционально нагрузкам на турбину, т.е.

.

Поэтому с учетом потери давления в паропроводе от камеры отборов до деаэратора р₃ = 5 % в данном случае имеем :

3. Построение условного процесса расширения пара

в турбине hs - диаграмме

Схема условного процесса расширения пара в турбине для настоящего случае дана на рис.2а Теоретический процесс расширения –( а-в ) и действительный – (а - а*- с*) .

При принятых начальных параметрах р₀ = 60 бар и t₀ = 450С по таблице III [ Л.2 ] имеем энтальпию и энтропию в начале процесса расширения:

h₀ = 3302,6 кДж / кг, S₀ = 6,7214 кДж / ( кг * К ).

При давлении в конце теоретического (адиабатного) расширения р_К = 0,05 бар точка ”в” находится в области влажного насыщенного пара. В этом случае энтальпия пара в этой точке hka может быть определена аналитически из известного соотношения:

h_ка = сt_к + x_{ка *} r_к [ кДж / кг ], где х_ка =

где: сt_к – энтальпия воды на линии насыщения при конечном давлении адиабатного процесса расширения пара, т.е. при 0,05 бар,

х_ка –степень сухости пара,

r_к – скрытая теплота парообразования.

При адиабатном процессе S_ка = S₀ = 6,7214 кДж / (кг * К).

По таблице II 1.1[ П.2 ] при р_к = 0,05 бар :

S’ = 0,4749 кДж / (кг * К), S“ - S ’ = 7,8698 кДж / (кг * К),

ct_k = 137,430 кДж / кг, r_к = 2423,8 кДж / кг.

Тогда x_ка = = = 0,79 ,

h_ка = сt_к + x_{ка *} r_к = 137,430 + 0,79 * 2423,8 = 2052,232 кДж / кг.

При принятой потере давления в органах регулирования, которая приведена в задании (см. табл. П 1.2) р_р1 = 4% имеем давление перед соплами первой ступени турбины :

р’₀ = (1-р1 ) р₀ = (1-0,04 ) р₀ = 0,96 * р₀ = 0,96 * 60 = 57,6 бар.

По линии дросселирования ( h - пост.) до давления р’₀ = 57,6 бар получаем точку “а* ”.

При заданном внутреннем относительном КПД турбины ( без учета потерь с выходной скоростью последней ступени ) имеем энтальпию в точке “с* ”:

h_к^* = h₀ - _оi (h₀ - h_ка ) = 3302,6 - 0,85 (3302,6 - 2052,2) =

= 3302,6 – 1062,84 = 2239,8 кДж / кг.

Для нахождения точки с* необходимо найти на h-s – диаграмме пересечение изоэнтальпы h_к^* с изобарой р_к (т.е. в данном варианте пересечение изоэнтальпы h_к^* = 2239,8 кДж / кг с изобарой р_к = 0,05 бар ), тогда используемый теплоперепад в турбине:

H_i = h₀ – h*_к = 3302,6 – 2239,8 = 1062,8 кДж / кг.

На линии действительного процесса расширения пара в турбине “ а*- с* ” находятся изобары р₅^к.о.=34,29 бар, р₄^к.о.=16,4 бар, р₃^к.о.=9 бар, р₂^к.о.=2,28 бар, р₁^к.о.=0,51 бар. Схема процесса с изобарами в камерах отборов дана на рис. 2.б.

Полученные значения энтальпий h₀ , h_ка , h_к^*и h_к наносятся на hs - диаграмму из [Л.2] или [Л.3]; и получаются теоретический (а - в) и действительный (а – а* -c*) процессы. Далее наносятся изобары р₅^к.о., р₄^к.о., р₃^к.о., р₂^к.о., р₁^к.о. В точках пересечения этих изобар с действительным процессом расширения пара необходимо найти соответствующие энтальпии и температуры пара на выходе из камер отборов турбины. Таким образом, по hs - диаграмме последовательно находятся значения энтальпий и температур пара (а также степень сухости пара (х) для подогревателей П-2 и П-1 ):

h₅ = 3192 кДж / кг, t₅^к.о =388 С;

h₄ = 3040 кДж / кг, t₄^к.о = 305 С;

h₃ (h_д ) = 2932 кДж / кг, t₃^к.о = 245 С;

h₂ = 2692 кДж /кг; х₂^к.о =0.995;

h₁. =2508 кДж / кг, х₁^к.о = 0.94.

Условный процесс расширения пара в турбине в hs-диаграмме с нанесением параметров в соответствующих точках дается на рис.3. На диаграмме показаны также и давления пара на входе в регенеративные подогреватели: р₅, р₄, р₃(р_д), р₂, р_{1 .}

Параметры пара в камерах отборов на регенерацию и давления перед подогревателями приведены в таблице 1.

Таблица 1.

Параметры пара в камерах отборов турбины К-80-75 на

регенерацию и давления перед подогревателями.

Отбор на подогреватель	Давление в камере от-бора, рк.о, бар	Температура пара в камере отбора, tк.о С, или (х к.о)	Энтальпия пара в камере отбора, h, кДж/кг	Потеря дав-ления в па-ропроводе, р, %	Давление пара перед подогревателем, рв., бар
П-5	34.29	388	3192	4	32.92
П-4	16.4	305	3040	5	15.58
П-3 (D-6)	9.0	245	2932	5	6.0
П-2	2.28	(x=0.995)	2692	7	2.12
П-1	0.51	(x=0.94)	2508	8	0.47

р₀^.=57.6 бар

t₀=435єС

р0=60 бар

р0=75 бар

а

t₀=435єC

h₀

а

а*

h₀=3242.4kДж/кг

р5=43,8 бар

П-5

h5=3138 kДж/кг

а*

р4=20,4 бар

h4=3000

Х=1

П-4

Х=1

р3=9,0 бар

h3=hg=2864

П-3

(D-6)

П-1

р2=2,6

h2=2682

П-2

р1=0,5 бар

h1=2471

с*

рk=0.04

с*

h’k=2199,3

в

hка

рk=0.04

hkа=1970,3 kДж/кг

Sка=S0=6,5420 kДж/кг

в

hk*=2199.3

Рис. 2б. Схема условного процесса с изобарами в камерах отборов турбины на регенерацию.

Рис. 2а. Схема условного процесса расширения пара в турбине в h-s –диаграмме

4. Параметры пара, питательной воды и конденсата

(дренажей) в системе регенерации

При деаэраторе Д-6 (р_д=6 бар), установке его на отметке 25 м, суммарном гидравлическом сопротивлении трубной системы трубопроводов и арматуры каждого ПНД по водяной стороне р_ПНД =1 бар, сопротивлении эжекторного и сальникового подогревателей р_ЭП =р_СП =0,5 бар и р_к = 0,04 бар имеем давление на нагнетании конденсатных насосов:

р_кн = р_д + Hдеа / 10,197 + 2* р_ПНД + 2*(р_ЭП  р_СП ) – р_к = 6,0 + H_деа / 10,197 + 2 * 1 + 2 * 0,5 - 0,04 = 11,41бар  12 бар (для всех вариантов).

где 10,197метра – высота столба воды эквивалентная давлению в 1 бар, а H_деа= 25метров - высота, на которой, как правило, устанавливаются деаэраторы. Соответствующие давления питательной воды по тракту ПНД проставляются в расчетной тепловой схеме (рис.1).

р’0=72 бар

h0=324,4

t0=435єC

р0=75 бар

43.3

42,2

371єC

П-5

h5=3138 кДж/кг

П-1

19,4

292єC

20,4

h4=3000 кДж/кг

9,0 212єC 6,0

П-3

(Д-6)

П-4

h3=2864 кДж/кг

П-2

2,6 2,4

x2=0,984

0,46

h2=2682 кДж/кг

0,5

h1=2471 кДж/кг

рk=0,04 бар

h*k=2199,3

x1=0,925

x=0.854

hka=1970,3

xka=0,76

Рис. 3. Процесс расширения пара в турбине К-80-75

Давление на нагнетании питательного насоса принимаем, бар,

р_пн =1,3 р₀ = 1,3 * 60 = 78 бар  80 бар.

При других значениях р₀ величина р_пн округляется до значения кратного 5 бар, например при р₀ =70 бар полученное значение р_пн = 1,3 * 70 = 91 бар округляется до 90 бар.

Давление питательной воды за ПВД определяется исходя из гидравлического сопротивления каждого подогревателя с относящимися к нему трубопроводами и арматурой : р_ПВД = 5 бар. В данном варианте:

р_в4= р_пн – р_ПВД =80 – 5 = 75 бар; р_в5= р_в4 – р_ПВД = 75 – 5 = 70 бар.

Температура питательной воды за поверхностными подогревателями определена ранее при расчете распределения подогрева питательной воды по регенеративным подогревателям (стр 6) и в рассчитываемом варианте составляет:

t_ЭП = 36.8С ; t₁ = 75,68С ; t_СП = 79,68С ;

t₂ = 118,56С ; t₄ = 196,32С ; t₅ = 235,2С ;

Температура питательной воды за деаэратором (П-3) соответствует температуре насыщения при давлении в деаэраторе р_д. Для рассчитываемого варианта р_д = 6 бар. Этому давлению соответствует температура насыщения t_н= =158,8 С (таблица II [Л.2] ).

Энтальпия питательной воды за подогревателями устанавливается по значению температур и давлений по таблице III [Л.2]:

Для подогревателя П-5 при р_в5=70бар, t₅ =235,2C энтальпия питательной воды будет: ct₅=1013,8 КДж/кг, для П-4 при р_в4=75 бар, t₄ =196.32 C: ct₄ = 839,4 КДж/кг, для П-2 при р_в2=9 бар, t₂ =118,56C: ct₂=489,2 КДж/кг, для П-1 при р_в1=10,5 бар, t₁ =75,68 C: ct₁=318 КДж/кг .

Температура и энтальпия питательной воды за деаэратором определяется давлением в деаэраторе, они приведены выше.

Температуры конденсата, выходящего из поверхностных регенеративных подогревателей, соответствуют давлению пара в подогревателе; они устанавливаются по данным таблицы II [Л.2]. Отметим, что эти температурыбыли уже определены на стр.7 в разделе 2.3, например для подогревателя П5 при давлении р₅ = 42,2 бар температура конденсата (которая равна температуре насыщения) имеет значение t_н5 = 253,5С, для П4 при р₄ = 19,5 бар значение t_н4 = 211,2С и т.д.

Энтальпии конденсата определяются по тем же давлениям пара в подогревателе, по табл.II [ Л.2 ] и значение сt_н равно табличному значению энтальпии воды на линии насыщения h’, таким образом при р₅ = 32,92 бар сt_н5 = h’= 1033,8 КДж/кг, при р₄ =15,58 бар сt_н4 = h’ = 852,4 КДж/кг, при р₂ = 2,12 бар сt_н2= h’ =512,1 КДж/кг, при р₁= 0,47бар сt_н1 =h’ =331,6 КДж/кг Значения параметров пара, питательной воды и конденсата сводятся в таблицу 2.

Внимание. В настоящем примере расчета повышение энтальпии пара и температуры питательной воды в питательном и конденсатном насосах t’_пн , t’_кн вследствие перехода объемных и гидравлических потерь в теплоту перекачиваемой жидкости учитывается для всех вариантов одинаковыми значениями t’_пн = 5,5 КДж/кг , t’_кн = 1,2 КДж/кг. Значения этих величин приведены также в таблице 2 на странице 13.

5. Баланс пара, питательной и добавочной воды.

При принятом методе расчета тепловой схемы, в котором все расходы пара и воды в ее элементах выражаются через расход потерь пара на турбину

“D”, а утечки цикла сосредоточены в месте наивысшего температурного уровня рабочего тепла, имеем :

- необходимую производительность котельного агрегата блока,

D_ка =D + D_ут;

- количество питательной воды, подаваемой в котел питательного насоса,

D_пв = D_ка;

Подставляя обусловленные значения величин, имеем :

D_ка = D + 0,015 D = 1,015 D;

D_пв =