Загрузка...
Учебная работа. Курсовая работа: Влияние схем включения подогревателей энергоблока на тепловую эффективность подогрева
Министерство образования и науки российской Федерации
Факультет
Кафедра
КУРСОВАЯ РАБОТА
по направлению
– Электроэнергетика
влияние схем включения подогревателей энергоблока на тепловую
эффективность подогрева
Студент ( )
Руководитель ( )
АННОТАЦИЯ
Курсовая работа на тему
___________________________________________________________________________________________________________________________________
_______________________________________________________________
состоит из _____ стр. текста, _____ рис., _____ таблиц, _____ листов чертежей.
БЛОЧНАЯ КЭС, ПРОМПЕРЕГРЕВ, ТУРБОПРИВОД, показатели ЭКОНОМИЧНОСТИ, ВЫБОР ОБОРУДОВАНИЯ, РАСЧЕТ ПНД
В общей части работы приведены расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока мощностью 250 МВТ, определение показателей тепловой экономичности, выбор основного и вспомогательного оборудования энергоблока (котельной и турбинной установок).
В конструкторской части работы были проведены расчеты тепловой, гидравлический и механический расчеты подогревателя низкого давления.
В индивидуальном задании рассмотрены вопросы замены одного подогревателей низкого давления смешивающего типа на поверхностный и влияние схем включения подогревателей на тепловую эффективность регенеративного подогрева.
В результате, показатели экономичности снизились, что в конечном итоге привело к увеличению расходов топлива.
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ 5
Глава 1. Расчёт принципиальной схемы ТЭС. 7
1.1. Составление принципиальной тепловой схемы. 7
1.2. Построение процесса расширения водяного пара в проточной части турбины. 10
1.3. Распределение регенеративного подогрева по ступеням. 15
1.4. Определение энергетических показателей конденсационной паротурбинной установки. 31
Глава 2. Выбор основного и вспомогательного оборудования 34
2.1. Выбор турбоустановки. 34
2.2. Выбор парового котла. 34
2.3. Выбор оборудования пылеприготовления. 36
2.3.1. Выбор типа мельниц. 36
2.3.2. Выбор схемы пылеприготовления. 37
2.3.3. Выбор числа и производительности мельницы. 37
2.4. Выбор тягодутьевых машин. 38
2.4.1. Выбор дутьевых вентиляторов. 39
2.4.2. Выбор дымососов. 40
2.5. Выбор насосов. 42
2.5.1. Выбор питательных насосов. 42
2.5.2 Выбор бустерных насосов. 44
2.5.3 Выбор конденсатных насосов. 45
2.5.4 Выбор циркуляционных насосов охлаждающей воды. 47
2.6. Выбор регенеративных подогревателей. 48
2.6.1. Выбор подогревателей высокого давления. 49
2.6.2. Выбор ПНД поверхностного типа. 50
2.6.3. Выбор ПНД смешивающего типа. 52
2.7. Выбор деаэратора. 53
Глава 3. Расчёт ПНД. 54
3.1. Описание схемы включения, конструкции и принципа действия. 54
3.2. Тепловой расчет подогревателя. 56
3.3. Определение основных геометрических характеристик. 61
3.4. Гидравлический расчет. 62
3.5. Расчет на прочность. 65
Глава 4. Задание. 70
4.1. Описание задания. 70
4.2. Выполнение задания. 70
4.3. Расчет основной тепловой схемы. 78
4.4. Общий вывод по работе. 82
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ список 84
ВВЕДЕНИЕ
Жизнь современного человека на Земле немыслима без использования электроэнергии.
Основу современной энергетики составляют технологии трансформации энергии различных природных ее источников. В настоящее время в мире наиболее широко представлена теплоэнергетика, базирующаяся на источниках органического происхождения (нефтяное топливо, уголь и газ). В последние десятилетия активно развивалась и атомная энергетика с использованием реакторов на тепловых нейтронах типов ВВЭР и РБМК (первичный источник энергии – ядерное топливо).
На долю тепловых электрических станций приходится около 80%, производимой электроэнергии в россии, около 13% на гидроэлектростанции и около 7% на атомные электростанции.
Все шире находит применение парогазовая технология, на основе которой формируются парогазовые установки (ПГУ). Представляющие собой надстройку паротурбинного цикла, где в надстроечной части применяется газовая турбина, отработавшие газы которой из-за наличия в них достаточного количества неиспользованного в камере сгорания ГТУ кислорода подаются в топку котла-утилизатора, для генерации водяного пара, работающего в паровой турбине.
Еще в 1980-х годах в электроэнергетике страны стали проявляться признаки стагнации: производственные мощности обновлялись заметно медленнее, чем росло потребление электроэнергии.
В 1990-е годы, в период общеэкономического кризиса в россии, объем потребления электроэнергии существенно уменьшился, в то же время процесс обновления мощностей практически остановился.
Выделяют несколько факторов кризисного состояния энергетики:
– спад производства во всех отраслях ТЭК;
– низкий технический уровень основного оборудования ТЭК, быстро растущая его изношенность и, как следствие, высокая стоимость производимых ТЭР;
– экологическое неблагополучие вокруг объектов ТЭК;
– спад инвестиций в отрасли ТЭК;
– нарушения энергоснабжения из-за неплатежей, а в ряде регионов из-за недостаточной мощности источников энергии;
– расточительное энергопотребление: высокая энергоемкость ВВП, скромные успехи в работе по энергосбережению.
сегодня почти каждая вторая тонна сжигаемого топлива расходуется непроизводительно. Удельная энергоемкость ВВП в РФ почти в 3 раза выше, чем в странах Западной Европы и в 1,8 раза выше, чем в США.
Все это вызвало необходимость преобразований в электроэнергетике, которые создали бы стимулы для повышения эффективности энергокомпаний и позволили существенно увеличить объем инвестиций в отрасли. В противном случае, при дальнейшем расширении внешнеэкономического сотрудничества, российские предприятия проиграли бы экономическое соревнование не только на зарубежных рынках, но и на внутреннем рынке страны.
Основная цель расчета принципиальной тепловой схемы проектируемого конденсационного энергоблока заключается в определении технических характеристик теплового оборудования (расходов пара, воды и топлива) и энергетических показателей энергоблока и его частей (КПД и удельных расходов теплоты и топлива). ПТС при проектировании рассчитывается при максимальной (номинальной) мощности энергоблока NЭ. Эта величина является исходной в данном расчете и определяет выбор оборудования энергоблока электростанции.
Глава 1. Расчёт принципиальной схемы ТЭС.
1.1. Составление принципиальной тепловой схемы.
Таблица 1.1.
исходные данные для расчета тепловой схемы
параметры
Обозначения
Размерность
Величина
1
Мощность турбоустановки
МВт
250
2
начальные параметры
МПа/°C
24.5/550
3
Параметры промперегрева
МПа/°C
4.5/550
4
Конечное давление
МПа
0.004
5
Температура питательной воды
°C
278
6
Давление пара в деаэраторе
МПа
0.7
7
Схема включения деаэратора
Предвключенный в 3-ий отбор
8
Тип привода питательного насоса
Турбопривод
9
Схема включения приводной турбины
Предвключенная во 3-ой отбор, с конденсацией
10
давление в конденсаторе приводной турбины
МПа
0.0065
11
Внутренние относительные КПД турбины по отсекам
—
0.86
0.9
0.83
12
Внутренний относительные КПД турбопривода
—
0.84
13
Величина утечек пара и конденсата
—
0.015
14
Вид топлива
Твердое (Ангренский бурый уголь)
15
Число регенеративных подогревателей, в том числе:
— ПВД
— ПНД (без учета деаэратора)
—
шт
8
3
5
16
Схема ПНД
Поверхностные — 3
Смешивающие — 2
17
Схема слива дренажа ПНД
С точкой смешения
18
Недогревы в ПВД
2
19
Недогревы в ПНД
4,5
20
метод подготовки добавочной воды
Химический
Энергоблок мощностью 250 МВт состоит из прямоточного котла и трёхцилиндровой конденсационной турбины выполненной на сверхкритические параметры пара с промежуточным перегревом, тремя выхлопами в конденсатор и развитой системой регенеративного подогрева питательной воды. Свежий пар с параметрами 24.5 МПа, 550 °C через группу стопорных и регулирующих клапанов поступает в ЦВД. Пар расширяется в группе ступеней ЦВД, затем направляется на промежуточный перегрев 4.5 МПа, 550°C. после промежуточного перегрева пар поступает к стопорным клапанам ЦСД, а затем направляется к ступеням ЦСД. После ЦСД пар по перепускным (ресиверным) трубам попадает в 2-х поточный ЦНД.
Регенеративная система включает в себя 5 ПНД (2 – смешивающих, 3 – поверхностных), деаэратор и 3 ПВД. после деаэратора питательная вода бустерными и питательными насосами прокачивается через ПВД. Все ПВД имеют встроенные пароохладители и охладители дренажа греющего пара. Дренажи ПВД сливаются каскадно в деаэатор.
Питательный насос приводится в действие приводной турбиной, предвключенной в 3-й отбор. Сброс отработавшего пара производится в собственный конденсатор с давлением 0.0065 МПа.
Смешивающие подогревателе горизонтального типа устанавливаются один над другим (гравитационная схема), что позволяет не использовать дополнительный насос для перекачки конденсата.
Деаэратор присоединяется через дроссельный регулирующий клапан к 3-му регенеративному отбору (предвключенная схема).
Рис. 1.1. принципиальная тепловая схема блока
1.2. Построение процесса расширения водяного пара в проточной части турбины.
Первый этап расчета ПТС заключается в определении состояний водяного пара в ступенях турбины. Для этого строят процесс работы пара в турбине в h, S-диаграмме. Используем методику [4]. исходными данными для построения процесса служат значения начального давления и температуры пара перед турбиной (р0, t0), давления и температуры промежуточного перегрева пара (рпп, tпп), конечного давления отработавшего пара в конденсаторе турбины рк. кроме того, необходимо знать значения внутреннего относительного КПД отдельных отсеков (группы ступеней) турбины. КПД турбин новых типов (с новыми параметрами пара или повышенной мощности) при расчете ПТС определяют ориентировочно по аналогии с известными типами турбин в зависимости от объемного пропуска и перепада давлений пара в данном отсеке.
При построении процесса расширения пара в турбине учитываются потери давления:
— в стопорных и регулирующих клапанах ЦВД Dр0=(0,04…0,05)р0;
— в промежуточном пароперегревателе Dрпп=0,1рпп;
— в стопорных клапанах ЦСД Dр=0,02рпп.
При расчете тепловой схемы принимаем:
— давление питательной воды рпв=1,3р0
— потеря давления воды в каждом ПВД DpПВД=0,2 МПа
— давление воды за конденсатным насосом КН-2, перед поверхностным ПНД pкн2=1,5 МПа
— потеря давления воды в каждом ПВД DpПНД=0,1 МПа
Точка 0′ (перед соплами первой ступени турбины)
Из задания на расчет известны давление и температура пара перед стопорным клапаном
По ним находим из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения энтальпии и энтропии
Оценим потери давления при течении в паровом сите, в стопорном и регулирующих клапанах
Тогда, давление в точке 0′
По значениям 
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения энтропии и температуры в точке 0′
Точка 2 (на выходе из ЧВД)
Из задания на расчет известны давление и температура промперегрева
По значениям 
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение энтропии
Потери давления в промежуточном пароперегревателе
Тогда, давление на выходе из ЦВД
По значениям 
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды теоретические значения энтальпии и температуры
Действительное значение энтальпии
По значениям 
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения энтропии и температуры
Точка ПП’ (на входе в ЦСД)
потери давления в стопорных клапанах ЦСД
По значениям 
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения энтропии и температуры
Точка 6 (на выходе из ЧСД)
Для построения процесса в ЦСД предварительно зададимся давлением за ним
По значениям 
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды теоретическое значение энтальпии
Действительное
По значениям Точка к (на входе в конденсатор турбины) Из задания на расчет известно конечное давление По значениям Действительное
По значениям По значению Точка ПВ (на входе в паровой котёл) температура питательной воды задана Принимаем давление питательной воды По значениям Деаэратор (предвключенный в 3-й отбор) Давление в деаэраторе задано По значению Давление воды за П4 (на входе в деаэратор) Принимаем подогрев воды в деаэраторе Температура воды на входе в деаэратор (после П4) По значениям 1.3. Распределение регенеративного подогрева по ступеням. давление первого отбора пара из ЦВД выбирают в зависимости от технико-экономического обоснования оптимальной температуры питательной воды tПВ. Одним из регенеративных отборов, обычно вторым, является отбор из противодавления ЦВД, из холодной линии промежуточного перегрева. В подогреватель №3 поступает пар с наибольшим перегревом. При обычной схеме включения пароохладителя этого подогревателя вследствие большей необратимости процесса теплообмена в горячей ступени применяют подогрев в холодной ступени (паром за ЦВД) t2>t3, а именно t2=(1,3¸1,7)t3. При известном значении tпв и равномерном распределении подогрева по ступеням для любого подогревателя системы где hпв – энтальпия питательной воды, кДж/кг; h’к – энтальпия конденсата, кДж/кг; z – число подогревателей. Если первый отбор за промежуточным перегревателем провести при давлении пара, близком к давлению на входе в ЧСД турбины (непосредственно за промежуточным перегревателем), то КПД цикла не только не возрастет, но даже уменьшится. По мере снижения давления в этом отборе КПД цикла начинает возрастать. Из этого следует, что существует точка на линии расширения пара за перегревателем, в которой расположение регенеративного отбора не оказывает никакого влияния на КПД цикла. Эта точка названа индифферентной точкой линии расширения за перегревателем. параметры ИТ определяют из условия равенства КПД турбоустановки с дополнительным «горячим» отбором и без него. 1.3.1. Первый ПВД (П1)
температура, при которой происходит конденсация пара определяется Недогрев до температуры насыщения, также задан По температуре насыщения Определяем давление пара в отборе Из процесса работы пара в турбине в h, S-диаграмме, находим значения энтальпии и энтропии пара в отборе По значениям 1.3.2. Второй ПВД (П2)
второй отбор пара совмещен с холодной ниткой промежуточного перегрева. Поэтому параметры пара в отборе нами получены ранее, при рассмотрении Точки 2 процесса расширения пара в турбине Определяем давление пара в подогревателе По значению С учетом недогрева воды в ПВД, определяем температуру воды за ним давление воды в ПВД с учетом потерь По значениям Температурный напор в охладителях дренажа температура охлажденного дренажа Энтальпия охлажденного дренажа по значениям 1.3.3. подогрев воды в питательном насосе (ПН)
Гидравлический КПД насоса Удельный объем воды Давление воды за питательным насосом подогрев воды в питательном насосе (ПН) Энтальпия воды за питательным насосе (ПН) По значениям 1.3.4. третий ПВД (П3)
Подогрев "холодным" паром энергетически выгоднее чем "горячим". Принимаем t2=1,7t3. Из этого уравнениям находим энтальпию воды за П3 Давление воды за ПВД По значениям температура насыщения в подогревателе, с учетом недогрева По температуре насыщения Определяем давление пара в отборе Из процесса работы пара в турбине в h, S-диаграмме, находим значения энтальпии и энтропии пара в отборе По значениям Температура охлажденного дренажа П2 Энтальпия охлажденного дренажа температура охлажденного дренажа П3 Энтальпия охлажденного дренажа 1.3.5. доля расхода пара на подогреватель П1
Уравнение теплового баланса для П1 Находим из этого уравнения 1.3.6. доля расхода пара на подогреватель П2
Уравнение теплового баланса для П2 Находим из этого уравнения 1.3.7. индифферентная точка
Внутренний абсолютный КПД ЧВД условной конденсационной турбины количество теплоты, переданное в паровом пароперегревателе, за вычетом отборов из ЧВД турбины Теплоперепад между энтальпией Энтальпия пара в индифферентной точке Следовательно, третий отбор находится за индифферентной точкой. 1.3.8. Равномерное распределение подогрева для всех ПНД за индифферентной точкой
1.3.9. Подогреватель смешивающего типа ПНД (П8)
Энтальпия воды за П8 составит По энтальпии насыщения воды Давление пара в отборе Из процесса работы пара в турбине в h, S-диаграмме, находим значения энтальпии и энтропии пара в отборе По значениям 1.3.10. Подогреватель смешивающего типа ПНД (П7)
Энтальпия воды за П7 составит По энтальпии насыщения воды Давление пара в отборе Из процесса работы пара в турбине в h, S-диаграмме, находим значения энтальпии и энтропии пара в отборе По значениям 1.3.11. ПНД поверхностного типа (П6)
давление воды за П6 Энтальпия воды за П6 составит По значениям температура насыщения в подогревателе, с учетом недогрева По температуре насыщения Определяем давление пара в отборе Уточняем
По значениям Действительное
По значениям 1.3.12. ПНД поверхностного типа (П5)
давление воды за П5 Энтальпия воды за П5 составит По значениям температура насыщения в подогревателе, с учетом недогрева По температуре насыщения Определяем давление пара в отборе Из процесса работы пара в турбине в h, S-диаграмме, находим значения энтальпии и энтропии пара в отборе По значениям 1.3.13. ПНД поверхностного типа (П4)
давление воды за П4 Энтальпия воды за П4 составит По значениям температура насыщения в подогревателе, с учетом недогрева По температуре насыщения Определяем давление пара в отборе Из процесса работы пара в турбине в h, S-диаграмме, находим значения энтальпии и энтропии пара в отборе По значениям 1.3.14. Доля расхода пара на подогреватель П3
Уравнение теплового баланса для П3 Находим из этого уравнения 1.3.15. Турбопривод
давление в конденсаторе приводной турбины Внутренний относительный и механический КПД турбопривода давление и энтальпия пара на входе в турбопривод с учетом потерь По значениям Теоретическая энтальпия пара поступающего в конденсатор Действительное
Действительный перепад в турбоприводе Доля отбора пара на приводную турбину 1.3.16. доля отбора пара на деаэратор
Уравнение теплового баланса для деаэратора Уравнение материального баланса для деаэратора Решаем систему из 2-х уравнений Находим долю отбора пара на деаэратор и долю воды "пришедшей" в деаэратор 1.3.17. Доля отбора пара на П4
Уравнение теплового баланса для П4 1.3.18. Доли отбора пара на П5, П6
Уравнение теплового баланса для П5 Уравнение смешения в смесителе Уравнение теплового баланса для П6 Решаем, полученную систему из 3-х уравнений Энтальпия в точке смешения доля отбора пара на П5, П6 1.3.19. Доля отбора пара на смешивающий подогреватель П7
Уравнение теплового баланса для П7 Уравнение материального баланса для П7 Тогда получим следующее уравнение Решая его, находим 1.3.20. Доля отбора пара на смешивающий подогреватель П8
Уравнение теплового баланса для П8 Поток конденсата из конденсатора Тогда получим следующее уравнение Решая его, находим 1.3.21. Контроль материального баланса пара и конденсата
Одним из важных критериев правильности выполнения расчета является контроль материального баланса пара и конденсата, который выражается уравнением Пропуск пара в конденсатор доля потока конденсата после основного конденсатора с паровой стороны с учетом конденсата турбоприводов и других потоков равна доля потока конденсата из основного конденсатора со стороны регенеративной системы Равенство выполнено, материальный баланс сходится. 1.3.22. процесс расширения пара в турбине в Таблица 1.2.
параметров воды и пара по элементам тепловой схемы Точка процесса Элемент схемы Пар в отборе Пар (конденсат) в подогревателе Вода за подогревателем P, МПа t, °С h, кДж/кг P¢, МПа t¢, °С h¢, кДж/кг hдр, кДж/кг Pв, МПа tв, °С hв, кДж/кг u, °С 0 23.275 545.5 3345.1 1 П1 6.737 359.4 3052 6.416 280 1236.7 1175.1 31.85 278 1219.8 2 2 П2 4.95 319.1 2985.2 4.702 260.1 1135.5 924.2 32.05 258.1 1126 2 ПП 4.5 550 3556.3 3 П3 1.832 429.8 3316 1.745 205.6 877.7 783.4 32.25 203.6 881.8 2 Д Деаэратор 1.832 429.8 3316 0.7 165 697.1 — 0.7 165 697.1 0 4 П4 0.508 273.7 3010 0.47 149.5 630.1 630.1 1.2 145 611.4 4,5 5 П5 0.264 204.1 2876 0.244 126.6 531.9 531.9 1.3 122.1 513.4 4,5 6 П6 0.123 130.9 2736.5 0.114 103.4 433.5 433.5 1.4 98.9 415.4 4,5 7 П7 0.043 77.7 2588 0.04 75.8 317.4 — 0.04 75.8 317.4 0 8 П8 0.015 54.1 2468 0.014 52.4 219.4 — 0.014 52.4 219.4 0 К Конденсатор 0.004 29 2321.4 КТП Конденсатор ТП 0.0065 37.6 2405.4 1.4. Определение энергетических показателей конденсационной паротурбинной установки
Таблица 1.3. Энергетическое уравнение турбоустановки в табличной форме Цилиндр Отсек турбины доля пропуска пара через отсек αj Теплоперепад пара в отсеке Δhj, кДж/кг Внутренняя работа на 1 кг свежего пара αj∙Δhj, кДж/кг ЦВД 0 -1 α01=α0 =1 h0 — h1 =3345.1 – 3052= 293.1 322.8 1-2 α12=1 -α1=1-0.05098=0.94902 h1 — h2 =3052 – 2985.2= 66.8 40.02 ЦСД 2-3 α23=α12-α2 = 0.94902- 0.11466= 0.83436 hпп — h3 =3556.3 – 3316= 240.3 205.32 3-4 α34=α23-α3-αД-αТП = = 0.83436- 0.04734- 0.02114- 0.04726= 0.71862 h3 — h4 = 3316 – 3010= 306 98.25 4-5 α45=α34-α4= =0.71862-0.03232=0.6863 h4 — h5 =3010 – 2876= 134 76.8 5-6 α56=α45-α5= =0.6863-0.03076=0.65554 h5 — h6 =2876 – 2736.5= 139.5 88.41 ЦНД 6-7 α67=α56-α6= =0.65554 — 0.02685=0.62869 h6 — h7 =2736.5 – 2588= 148.5 109.07 7-8 α78= α67 — α7= =0.62869 — 0.02905=0.59964 h7 — h8 =2588 – 2468 = 120 95.16 8-К α8к= α78 – α8= =0.59964 — 0.02795=0.57169 h8- hК =2468 – 2321.4= 146.6 101.35 1.4.1. Приведенный теплоперепад
Внутренняя работа турбины на 1 кг свежего пара Механический КПД турбины и КПД генератора 1.4.2. Расход пара на турбину
Удельный расход пара Таблица 1.4. Расходы пара в отборы турбины Элемент схемы a=D/D0 D, кг/c Элемент схемы a=D/D0 D, кг/c П1 0.05098 10.9 П4 0.03232 6.9 П2 0.11466 24.4 П5 0.03076 6.6 П3 0.04734 10.1 П6 0.02685 5.7 Д 0.02114 4.5 П7 0.02905 6.2 ТП 0.04726 10.1 П8 0.02795 6 1.4.3. Полный расход теплоты на турбоустановку
1.4.4. эффективная мощность турбопривода
1.4.5. Удельный расход теплоты на выработку электроэнергии
1.4.6. Абсолютный электрический КПД
1.4.7. Расход теплоты на станцию
Учитываем потери в трубопроводах и котельной установке 1.4.8. КПД станции (брутто)
1.4.9. КПД станции (нетто)
доля электрической мощности, расходуемой на собственные нужды 1.4.10. Расходы топлива
Вид топлива — Ангренский бурый уголь, его низшая теплота сгорания Расходы натурального и условного топлива Удельный расход условного топлива нетто Глава 2. Выбор основного и вспомогательного оборудования Мощность турбины КЭС выбирается в соответствии с мощностью блока. Принимаем за прототип турбоустановку К-330-240 производства Ленинградского металлического завода. Описание проектируемой турбины: трёхцилиндровая конденсационная турбина с промежуточным перегревом пара, тремя выхлопами в конденсатор и развитой системой регенеративного подогрева питательной воды. Система регенеративного подогрева питательной воды и основного конденсата состоит из 5 ПНД (2 – смешивающих, 3 – поверхностных), деаэратора и 3 ПВД. Турбина имеет восемь отборов: два – из ЦВД (один из которых, совмещён с «холодной» ниткой промперегрева); четыре – из ЦСД (деаэратор и турбопривод включены в 3-й отбор); два – из ЦНД. Таблица 2.1. параметры проектируемой турбины К-250-240 Мощность номинальная, МВт 250 начальные параметры пара: · давление, МПа 24,5 · температура, °С 550 параметры пара после промперегрева: · давление, МПа 4,5 · температура, °С 550 Номинальный расход свежего пара, кг/с (т/ч) 213 (767) 2.2. Выбор парового котла.
Выбор парового котла определяется, главным образом, выбранным типом турбины, суммарной мощностью и режимом работы ТЭС. Исходными данными для выбора парового котла служат заданные параметры острого пара и промежуточного перегрева, температура питательной воды, тип топлива, а также полученный из расчета тепловой схемы расход пара в голову турбины: На блочных КЭС производительность котла DПЕ, т/ч, выбирается по максимальному расходу пара в голову турбины D0 с учетом 5% расхода пара на собственные нужды: параметры пара на выходе из котла выше, чем перед турбиной, на величину потерь давления и температуры в паропроводах: В качестве прототипа выбираем прямоточный котел марки Пп-1000-25-545/545 БТ (П-64) и составляем техническое задание на проектирование котла (табл.2.2.). Таблица 2.2. параметры проектируемого котла Номинальный расход свежего пара, т/ч 805 топливо Ангренский бурый Начальные параметры пара: · давление, МПа 25,7 · температура, °С 556 Параметры пара после промперегрева: · давление, МПа 4,5 · температура, °С 556 температура питательной воды, °С 278 Высота котла, м 66 Сопротивление, кПа Hг 4,48 Hв 4,11 Тип котла Р Котел предназначен для работы в блоке с турбиной мощностью 250 МВт на низкокалорийных югославских лигнитах и бурых углях ангренского месторождения с широким диапазоном влажности (W=33-44%), зольности (Ар= 8-32%) и содержанием серы (S общ.) до 5,6%. Котел сверхкритического давления с промперегревом, прямоточный, однокорпусный, закрытой Т-образной компоновки, работает под разряжением. Топочная камера открытая, прямоугольного сечения оборудована 24 щелевыми встречно расположенными горелками и полностью экранирована трубами, образующими выше горелок на боковых стенах газозаборные окна. Для подогрева воздуха в отдельной шахте вне котла установлен каскадный трубчатый воздухоподогреватель, что исключает возможность коррозии и заноса труб воздухоподогревателя при работе на высокосернистом топливе. Надежная, устойчивая работа топки котла и его бесшлаковочный режим обеспечиваются достаточно большой по сечению и объему топкой, трехъярусным расположением щелевых горелок по длинным сторонам топки и газовой сушкой топлива. 2.3. Выбор оборудования пылеприготовления. Качество угольной пыли характеризуется тонкостью помола и влажностью. Показателем тонкости помола считается остаток (в %), полученный после просеивания пыли на сите с ячейками размером 90×90 мкм и обозначаемый как R90. Тонкость помола зависит от реакционной способности угля, характеризуемой выходом летучих фракций Vг; чем выше содержание летучих, тем грубее может быть помол и тем меньше затраты энергии на пылеприготовление. Влажность пыли Wп влияет на производительность мельницы и экономичность сжигания. недостаточное подсушивание приводит к забиванию пылепитателей и медленному возгоранию, излишнее может привести к самовозгоранию пыли и взрыву. Влажность пыли Wп нормируется в пределах 0,5 — 23 % в зависимости от свойств топлива. Таблица 2.3. Характеристика топлива — Ангренский Б2, Р Сернистость, % Влажность, % Зольность, % Выход летучих, % Теплота сгорания, МДж/кг Размолоспособность Теоретические объемы, м3/кг воздуха газов 2.5 34.5 13.1 33.5 13.44 2.1 3.81 4.47 2.3.1. Выбор типа мельниц.
Выбираем мельницы-вентиляторы (МВ) с частотой вращения от 590 до 1470 об/мин. Они применяются для мягких высоковлажных углей. Подсушка топлива выполняется двухступенчатой: до мельницы в специальном сушильном устройстве (шахте) и в самой мельнице. Размол угля происходит в результате ударного действия массивных лопастей крыльчатки, при вращении которой создается давление 1,0 – 1,4 кПа, достаточное для преодоления сопротивления от мельницы до топки. 2.3.2. Выбор схемы пылеприготовления.
выбираем систему пылеприготовления — замкнутую с прямым вдуванием (рис.2.1.), газовоздушной сушкой. Отработавший после сушки топлива воздух вместе с угольной пылью и выделившимися водяными парами сбрасывается в топку. Из бункера сырого угля 1 топливо поступает в мельницу 2. Размолотое в мельнице топливо попадает в шахту, которая является гравитационным сепаратором, тонкая пыль через горелку 3 выбрасывается в топку потоком воздуха, а крупные частицы угля возвращаются в мельницу. В схеме отсутствует пылевой бункер, что упрощает и удешевляет установку. Рис 2.1. Схема пылеприготовления с прямым вдуванием пыли. 1-бункер сырого угля, 2- МВ, 3-горелки, 4- короб горячего воздуха, 5- воздухоподогреватель. 2.3.3. Выбор числа и производительности мельницы.
Число мельниц, установленных на котле, зависит от его производительности и от типа мельниц. Принимаем число мельниц z=6. Расчетная производительность одной мельницы определяется по известному из расчета тепловой схемы расходу топлива на котел Bк=163 т/ч, принятому числу мельниц с учетом коэффициента запаса. Таблица 2.4. Характеристика мельницы-вентилятора типоразмера 2120/600/750 диаметр ротора D=2120 мм Рабочая ширина лопаток b=600 мм Частота вращения nэл=750 1/мин Мощность электродвигателя N=400 кВт Производительность номинальная Bх=25 т/ч Пересчет производительности с “характерного” вида топлива 2.4. Выбор тягодутьевых машин. Для подачи воздуха в топку и создания тяги служат дутьевые вентиляторы и дымососы. В проектируемой схеме энергоблока 250 МВт и работает на угле. Паровой котел имеет негазоплотное исполнение и работает при разрежении. Присосы воздуха по тракту котла увеличивают объем перекачиваемых газов на 30-40% выше теоретических значений. Это приводит не только к перерасходу энергии на собственные нужды, но и снижает экономичность работы котла в целом. Таблица 2.5. Присосы воздуха в элементах газовоздушного тракта Коэффициент избытка воздуха αт 1,2 Присосы воздуха Топочная камера ∆αт 0,05 Cуммарные присосы воздуха в конвективных газоходах первичного и вторичного пароперегревателя, переходной зоны и экономайзера ∆αк.п 0,12 Воздухоподогреватель ∆αвп 0,03 Золоуловители ∆αзу 0,10 Присосы в газоходах между воздухоподогревателем и дымососом ∆αгх 0,01 Присосы в системе пылеприготовления ∆αпл.у 0,25 Расход топлива, по которому выбираются дутьевые вентиляторы и дымососы, определяются с учетом физической неполноты сгорания твердого топлива. Принимаем q4=1%. Тогда, расчетный расход топлива: 2.4.1. Выбор дутьевых вентиляторов.
Дутьевой вентилятор подает холодный воздух в воздухоподогреватель, забирая его из верхней части котельной. Принимаем температуру холодного воздуха Расчетная производительность вентилятора принимается с коэффициентом запаса Напор дутьевого вентилятора зависит от сопротивления воздушного тракта. Суммарное сопротивление тракта Hд.в=4,11 кПа. Расчетное . По найденным расчетным значениям производительности и напора определяем типоразмер дутьевого вентилятора (табл.2.6.). Таблица 2.6. характеристики дутьевого вентилятора — ВДН-26-11у. Подача V, тыс.м³/ч 350/280 Полное давление P, Па 4600/2900 Температура газа t, °C 30 КПД η, % 83 Частота вращения n, об/мин 740/590 Потребляемая мощность N, кВт 630/320 Максимальное снижение КПД при работе с расчетной производительностью 10% Расчет снижения КПД, при переменной нагрузке Мощность на валу дутьевого вентилятора определяется по формуле: Мощность привода берется с коэффициентом запаса 2.4.2. Выбор дымососов.
Производительность дымососа определяется объемными расходами газов, уходящих из котла и воздуха, присасываемого в тракт после котла в золоуловителях и газоходах. Коэффициент избытка воздуха в уходящих газах объем уходящих газов равен сумме теоретического объема газов и объема присосов воздуха по тракту котла объем присосов за пределами котла Температура газов перед дымососом Объемная производительность машины Принимаем число дымососов, равное числу дутьевых вентиляторов z=2. Тогда расчетная производительность дымососа, с учетом коэффициента запаса β1=1,1: Напор дымососа принимаем — С учетом коэффициента запаса β2=1,2 расчетный напор дымососа По оцененным выше производительности и напору выбираем дымосос ДОД-41 (табл.2.7.). Таблица 2.7. характеристики дымососа ДОД-41 Тип Подача, тыс. м3/ч Полное давление, Па Температура газа, °C КПД, % Частота вращения, об/мин. Завод-изготовитель ДОД-41 1080/1220 3 150/4 100 100 82.5 370 Барнаульский котельный максимальное снижение КПД при работе с расчетной производительностью 10% Расчет снижения КПД, при переменной нагрузке При работе с расчетной производительностью существенное снижение КПД, поэтому проектируем дымосос (табл.2.8.). Таблица 2.8. характеристики проектируемого дымососа на основе ДОД-41 Тип Подача, тыс. м3/ч Полное давление, Па Температура газа, °C КПД, % Частота вращения, об/мин. ДОД-41 890 5,38 100 82.5 370 Мощность на валу дымососа определяется по формуле: Мощность привода берется с коэффициентом запаса 2.5. Выбор насосов. o объемной производительностью (подачей) Q, м3/с; o давлением на стороне нагнетания рн, МПа; o плотностью перемещаемой среды ρ, кг/м3, или удельным объемом v, м3/кг. В расчетах тепловой схемы определяется массовый расход воды D, кг/с. Между объемным и массовым расходами существует соотношение Q=D/ρ=Dv. Напор насоса Dр определяется как разность давлений на стороне нагнетания рн и на стороне всасывания рв: Dр= рн — рв. Расчетная мощность привода насоса, Вт, равна где vcp — среднее объемные и механические потери в насосе. Современные насосы электростанций имеют КПД 0,83—0,85. давление нагнетания рн, развиваемое насосом, определяется заданным давлением в конечной точке тракта ркон, суммарными гидравлическими сопротивлениями тракта åDрс и геодезическим напором, обусловленным разницей высоты Н между точками перемещения среды: давление на стороне всасывания рв рассчитывается из условия недопущения вскипания воды при попадании ее на быстровращающиеся лопасти колеса насоса (условие обеспечения бескавитационной работы). 2.5.1. Выбор питательных насосов.
Питательные насосы относятся к числу наиболее ответственных вспомогательных машин ТЭС. Устанавливаем на блок один насос с турбоприводом на 100% производительности и один с электроприводом и гидромуфтой на 50% нагрузки. Выбор насосов осуществляется по значениям объемной производительности насоса Суммарное гидравлическое сопротивление, которое рассчитывается по формуле: Плотность среды в прямоточном котле Для прямоточных котлов давление нагнетания питательного насоса составляет: Для создания дополнительного подпора на на всасе питательного насоса устанавливают предвключенные бустерные насосы. давление нагнетания бустерного насоса, является давлением на всасывающей стороне питательного насоса, принимаем равным давлению на выходе из бустерного насоса – Тогда можно рассчитать напор питательного насоса: Напор насоса в метрах водного столба: Производительность питательного насоса Подача питательного насоса В качестве основного питательного насоса выбираем насос ПТН-350-950, а в качестве резервного выбираем насос СВПЭ-320-550 (табл.2.9.). Таблица 2.9. характеристики питательных насосов Тип насоса Подача, м3/ч Напор, м Частота вращения, об/мин. Тип и мощность привода, кВт КПД насоса, % Завод-изготовитель ПТН-350-950 950 3500 4700 ОК-18ПУ КТЗ 80 АО ЛМЗ СВПЭ-320-550 600 3200 7500 АГД, 8000 78 АО ЛМЗ Мощность, потребляемая питательным насосом 2.5.2. Выбор бустерных насосов.
давление на выходе из бустерного насоса – давление на входе в бустерный насос Напор, развиваемый бустерным насосом Производительность бустерного насоса Подача бустерного насоса выбираем насос Д1250-125 (14Д-6), его характеристики приведены в табл.2.10. Таблица 2.10. характеристики бустерного насоса Тип насоса Подача, м3/ч Напор, м Допустимый кавитационный запас, м Частота вращения, об/мин. Мощность, кВт КПД насоса, % Д1250-125 (14Д-6) 1250 125-105 7,0 1480 630-500 76 Мощность, потребляемая насосом 2.5.3. Выбор конденсатных насосов.
Конденсатные насосы представляют особую группу энергетических насосов, работающих с минимальным кавитационным запасом. Они обладают более низкой экономичностью, большей металлоемкостью и более высокой стоимостью по сравнению с другими насосами на аналогичные подачи и напоры. Поэтому по возможности число насосов должно быть минимальным. Общая подача насосов Dк.н, кг/c, рассчитывается по максимальному расходу пара в конденсатор Dк.max с учетом добавочной обессоленной воды, дренажей подогревателей, турбоприводов и пр., подаваемых на всас насосов. Для блока с прямоточным котлом применяем двухподъемную схему установки конденсатных насосов. При такой схеме КН разделяют на две ступени. Конденсатные насосы I ступени установлены после конденсатора; они создают давление, достаточное для преодоления гидравлического сопротивления БОУ, трубопроводов и подъем конденсат в смешивающий ПНД (П8). давление нагнетания КН I ступени: Давление на стороне всасывания (с учетом запаса по давлению) Общая подача КН I ступени Подача конденсатного насоса Тогда можно рассчитать напор питательного насоса: Напор насоса в метрах водного столба: Конденсатные насосы всегда устанавливаются с резервом. Устанавливаем 2 насоса по 100% производительности, один из которых будет находиться в резерве. выбираем конденсатный насос КсВ500-85 (табл.2.11.). Таблица 2.11. характеристики насоса КсВ500-85 Тип насоса Подача, м3/ч Напор, м Допустимый кавитационный запас, м Частота вращения, об/мин. Мощность, кВт КПД насоса, % КсВ500-85 500 85 1,6 1000 154 75 Мощность, потребляемая насосом Конденсатные насосы второй ступени развивают давление, необходимое для подачи конденсата через ПНД в деаэратор. Используем гравитационный принцип включения двух смешивающих ПНД, поэтому насос между ними не ставится. Высота, на которую должен быть поднят смешивающий подогреватель П8, над подогревателем П7: Суммарное гидравлическое сопротивление: давление нагнетания конденсатным насосом второй ступени давление всасывания на входе в КН II (с учетом запаса по давлению) Напор, развиваемый конденсатным насосом второй ступени Производительность КН II ступени Подача конденсатного насоса Напор насоса в метрах водного столба: Выбираем три насоса по 50% производительности каждый, один из которых в резерве. Тогда производительность каждого насоса составит Выбираем конденсатный насос КсВ320-160, его характеристики приведены в табл.2.12. Таблица 2.12. Характеристики насоса КсВ320-160 Тип насоса Подача, м3/ч Напор, м Допустимый кавитационный запас, м Частота вращения, об/мин. Мощность, кВт КПД насоса, % КсВ320-160 320 160 2,0 1500 186 75 Мощность, потребляемая насосом 2.5.4. Выбор циркуляционных насосов охлаждающей воды.
По условиям работы циркуляционные насосы перекачивают большое количество воды при относительно невысоком давлении. На проектируемой блок 250 МВт устанавливаем два циркуляционных насоса по 50% производительности без резерва. каждый насос работает на свою систему, включающую напорный водовод, половину конденсатора и сливной водовод. выбираем для турбоустановки один подвальный поперечный конденсатор, марки 300-КЦС-1, с кратностью охлаждения m=62,8. Расход охлаждающей воды через конденсатор Расчетный расход циркуляционной воды (с учетом подачи части воды на газо- и воздухоохладители генератора, маслоохладители, водоподготовку, эжектора и т.д.) Производительность одного насоса Выбираем оборотную систему охлаждения с градирнями. Принимаем расчетное давление 220 кПа, что соответствует подаче воды к оросильтельному устройству градирни на высоту 10-20 м. выбираем осевой насос Оп3-110, его характеристики приведены в табл.2.13. Таблица 2.13. Характеристики насоса Оп3-110 Тип насоса Подача, м3/ч Напор, м Частота вращения, об/мин. Потребляемая мощность, кВт КПД насоса, % Допустимый кавитационный запас, м Оп3-110 14400-21600 23-15,5 585 935-1350 80-87,5 12-14 2.6. Выбор регенеративных подогревателей. Выбираем типы подогревателей, применяя упрощенную оценку поверхности нагрева подогревателя, используя уравнения теплового баланса и теплопередачи. Количество теплоты, отдаваемое греющим паром в подогревателе Средний температурный напор Принимаем коэффициент теплопередачи для ПВД k=2,5 кВт/(м×К) Площадь поверхности теплообмена 2.6.1. Выбор подогревателей высокого давления.
Группа подогревателей высокого давления состоит из трёх подогревателей, устанавливающихся за питательным насосом и служащих для подогрева воды паром от первых трех отборов. Подогреватели высокого давления являются подогревателями поверхностного типа и имеют групповую защиту, то есть в случае аварии одного из подогревателей отключается вся группа ПВД, нерегулируемые отборы отключаются, питательная вода направляется в экономайзер помимо группы ПВД. Таблица 2.14. Параметры ПВД в результате расчета тепловой схемы П1 П2 П3 Расчетный тепловой поток, МВт 20.3 52.8 31 давление воды/пара, ат 325 / 66 327 / 48 329 / 18 tн, оС 280 260.1 205.6 tвх, оС 258.1 203.6 170.2 tвых, оС 278 258.1 203.6 Средний температурный напор, оС 8.3 16.3 11.6 Площадь поверхности теплообмена, м2 977 1295 1067 Температура пара, оС 359,4 299.7 429.8 Расход воды, кг/c 216.2 216.2 216.2 Выбираем прототип П-900-380-66-1 П-1250-380-21 ПВ-1200-380-43-1 Таблица 2.15. Технические характеристики выбранных прототипов ПВД П-900-380-66-1 П-1250-380-21 ПВ-1200-380-43-1 Площадь поверхности теплообмена, м2 980 1300 1203 Расчетный тепловой поток, МВт 25,9 42,0 46,9 максимальная температура пара, оС 390 425 335 Номинальный расход воды, кг/c 263,9 286,1 263,9 Высота, мм 8860 10330 8860 Диаметр корпуса, мм 2520 2664 2680 Технические характеристики выбранных прототипов ПВД не соответствуют параметрам ПВД из расчета тепловой схемы, в частности по тепловым потокам и давлениям в подогревателях. Поэтому составляем техническое задание на проектирование ПВД. Таблица 2.16. Технические характеристики проектируемых ПВД Прототип П-980-380-66 П-1300-380-48 ПВ-1100-380-18 Расчетный тепловой поток, МВт 20.3 52.8 31 Максимальная температура пара, оС 359,4 299.7 429.8 Номинальный расход воды, кг/c 216.2 216.2 216.2 2.6.2. Выбор ПНД поверхностного типа
Для обеспечения подогрева основного конденсата перед деаэратором применяется система регенеративного подогрева низкого давления, которая состоит из пяти последовательно расположенных ПНД, два из которых поверхностного типа, а два — смешивающего. Включение подогревателей низкого давления выполняется с независимым обводом каждого подогревателя низкого давления (включая охладители уплотнений). Такая схема позволяет применять независимое отключение любого ПНД. Таблица 2.17. параметры ПНД в результате расчета тепловой схемы П4 П5 П6 Расчетный тепловой поток, МВт 16.3 16 14.4 Давление воды/пара, ат 12,3 / 4,8 13,3 / 2,5 14,3 / 1,2 tн, оС 149.5 127 103.4 tвх, оС 122.5 98.9 75.8 tвых, оС 145 122.5 98.9 Средний температурный напор, оС 12.6 12.9 12.7 Площадь поверхности теплообмена, м2 393 376 344 Температура пара, оС 262.5 197.2 132.1 Расход воды, кг/c 166.3 166.3 147.2 Выбираем прототип ПН-400-26-2-IV ПН-400-26-2-IV ПН-350-16-7-III Технические характеристики выбранных прототипов ПНД не соответствуют параметрам ПНД из расчета тепловой схемы, в частности по тепловым потокам и давлениям в подогревателях. Поэтому составляем техническое задание на проектирование ПНД. Таблица 2.18. Технические характеристики выбранных прототипов ПНД ПН-400-26-2-IV ПН-400-26-2-IV ПН-350-16-7-III Площадь поверхности теплообмена, м2 400 400 350 Расчетный тепловой поток, МВт 15,5 15,5 24,3 максимальная температура пара, оС 400 400 400 Номинальный расход воды, кг/c 208,3 208,3 136,1 Высота, мм 5655 5655 5777 Диаметр корпуса, мм 1624 1624 1424 Таблица 2.19. Технические характеристики проектируемых ПНД Проектируем ПН-400-16-5 ПН-400-16-2,5 ПН-350-16-1,2 Расчетный тепловой поток, МВт 16.3 16 14.4 Максимальная температура пара, оС 262.5 197.2 132.1 Номинальный расход воды, кг/c 166.3 166.3 147.2 2.6.3. Выбор ПНД смешивающего типа
Таблица 2.20. параметры смешивающих ПНД в результате расчета тепловой схемы Подогреватель Расход, кг/с температура конденсата, °С Температура пара, °С Рабочее давление в корпусе, МПа конденсата пара на входе на выходе П7 147.2 6.2 52.4 75.8 77.7 0.04 П8 141 6 29 52.4 54.1 0.014 выбираем в качестве прототипа ПНСГ-800-2, ПНСГ-800-1 Таблица 2.21. Технические характеристики выбранных прототипов Типоразмер подогревателя Расход, кг/с температура пара, °С Рабочее давление в корпусе, МПа максимальная длина, мм Диаметр корпуса, мм конденсата пара ПНСГ-800-2 222.2 15.8 134 0.086 5200 2232 ПНСГ-800-1 222.2 11.2 56.3 0.017 4870 2232 Таблица 2.22. Технические характеристики проектируемых ПНД Типоразмер подогревателя Расход, кг/с температура пара, °С конденсата пара ПНСГ-800-2 147.2 6.2 77.7 ПНСГ-800-1 222.2 6 56.3 2.7. Выбор деаэратора. Воздух, растворенный в питательной воде содержит агрессивные газы (СО2, О2) вызывающие коррозию оборудования и трубопроводов ТЭЦ. термические деаэраторы применяются для удаления из питательной воды кислорода, углекислого газа и других агрессивных газов, а также для регенеративного подогрева основного конденсата и является местом сбора и хранения запаса питательной воды. Исходными данными для выбора деаэратора являются рабочее давление в деаэраторе pд=0.7 МПа, а также расход питательной воды DПВ = 216.2 кг/с. Бак аккумулятор предназначен для сбора питательной воды и создания ее аварийного запаса не менее, чем на 5 минут работы котла в аварийных ситуациях. объем бака Выбираем бак аккумулятор – БД-100-1 его характеристики приведены в табл.2.23. Таблица 2.23. Характеристика бака БД-100-1 Типоразмер бака Тип колонки объем, м3 Максимальная длина, мм БД-100-1 КДП — 1000 113 13 500 Тип деаэрационной колонки, устанавливаемой с выбранным ранее баком-аккумулятором ДП-1000. количество устанавливаемых колонок – 1. Таблица 2.27. Характеристики деаэрационной колонки. Типоразмер колонки Номинальная производительность, кг/с Рабочее давление, МПа Диаметр колонки, мм Высота колонки, мм ДП-1000 277.8 0.69 2 432 4 000 Глава 3. Расчёт ПНД.
Регенеративный подогрев питательной воды применяется в настоящее время на всех паротурбинных установках. Это объясняется тем, что такой подогрев существенно повышает тепловую и общую экономичность установок. В схемах с регенеративным подогревом потоки пара, отводимые из турбины в регенеративные подогреватели, совершают работу без потерь в холодном источнике (конденсаторе). При этом для одной и той же электрической мощности турбогенератора NЭ расход пара в конденсатор уменьшается, а КПД установки увеличивается. Рассматриваемый подогреватель низкого давления (П4) поверхностного типа предназначен для регенеративного подогрева питательной воды в паротурбинной установке. ПНД располагается непосредственно перед деаэратором (рис.3.1.). движение воды в нём происходит под напором конденсатных насосов 2 ступени. К регенеративным подогревателям электростанций предъявляются высокие требования по надежности и обеспечению заданных параметров подогрева воды — они должны быть герметичны и должна быть обеспечена возможность доступа к отдельным их узлам для ремонта и очистки поверхностей нагрева от отложений. Для предотвращения вскипания нагреваемой среды и гидравлических ударов в поверхностях нагрева давление греющего пара должно быть ниже давления воды. Конструкция подогревателя должна компенсировать температурные изменения всех элементов и создавать максимальную скорость их прогрева. В данной работе был проведён тепловой расчёт ПНД №4, на основании которого, в качестве прототипа был выбран подогреватель низкого давления ПН-400-26-2. Подогреватель низкого давления представляет собой кожухотрубный теплообменник вертикального типа, основными узлами которого являются: корпус, трубная система, водяная камера. Сборка узлов осуществляется с помощью фланцевого соединения, обеспечивающего возможность их профилактического осмотра и ремонта. Движение нагреваемой воды происходит внутри труб, а греющего пара — в межтрубном пространстве. Подвод греющего пара осуществляется через паровой патрубок. Отвод конденсата греющего пара производится из нижней части корпуса. Водяная камера состоит из цилиндрической обечайки, эллиптического днища и фланца для соединения с трубной системой и корпусом, патрубков подвода и отвода воды. Внутренний объём камеры разделён перегородками на отсеки, благодаря которым вода совершает четыре хода. Также внутри водяной камеры размещены 6 анкерных болтов для укрепления трубной доски и передачи части массы трубной системы на крышку корпуса. Отвод воздуха при заполнении подогревателя производится через кран-воздушник, расположенный на верхней водяной камере. Корпус подогревателя состоит из цилиндрической обечайки, эллиптического днища и фланца для соединения с трубной системой и водяной камерой. Трубная система состоит из трубной доски, каркаса, U-образных теплообменных труб из нержавеющей стали 1Х18Н10Т диаметром 16 ´ 1 мм, концы которых развальцованы в трубной доске. каркас трубной системы образуют: каркасные стойки (швеллеры и трубы), поперечные сегментные перегородки, направляющие поток пара и служащие промежуточными опорами для теплообменных труб, пароотбойный щит. 3.2. тепловой расчет подогревателя. Тепловые расчеты регенеративных подогревателей могут выполняться как поверочные и как конструкторские. Мы выполняем конструкторский расчет, в результате которого определим площадь поверхности нагрева и конструктивные размеры подогревателя. В основе теплового расчета лежат уравнения теплового баланса и теплопередачи. Для условий, когда одним из теплоносителей является пар, а другим — вода, уравнение теплового баланса имеет вид: Q = G·(h»в – h’в) = Dп·(hп – hдр)·η, где Q – поток теплоты, передаваемой нагреваемой среде в подогревателе, кВт; Dп, G — расходы пара и воды, кг/с; h"в, h’в – удельные энтальпии нагреваемой воды на выходе и входе подогревателя, кДж/кг; hп, hдр – удельные энтальпии греющего пара на входе в подогреватель и конденсата греющего пара (дренажа) на выходе из подогревателя, кДж/кг; η – коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду (равен 0,98 – 0,99). Площадь поверхности теплообмена подогревателя F определяется из уравнения теплопередачи. Для подогревателей принято определять ее значения по наружному диаметру труб Fн: где k — коэффициент теплопередачи, Dt – средний температурный напор. Расчет ведём по методике [5]. 3.2.1. исходные данные принимаем из расчета тепловой схемы.
температура и энтальпия воды на входе в подогреватель температура и энтальпия воды на выходе из подогревателя температура насыщения, давление и энтальпия воды в подогревателе значения давления, энтальпии, энтропии и температуры пара в отборе Расход пара на подогреватель Расход воды на подогреватель Среднее давление воды в ПНД Недогрев в ПНД 3.2.2. параметры нагреваемой среды в ПНД
Определяем среднее
По значениям 3.2.3. Количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогревателе 3.2.4.
3.2.5. Площадь поверхности нагрева
Принимаем коэффициент теплопередачи k=3,4 кВт/(м2×°C) и приближенно оцениваем площадь поверхности нагрева Принимаем, что трубки в ПНД применяются из нержавеющей стали диаметрами dн=16 мм, dвн=14 мм. Соответственно толщина стенки трубок ст=1 мм. Теплопроводность нержавеющей стали λст =18 Вт/(м2·К). Число ходов воды – 4. Определяем среднюю активную длину труб для отдельных отсеков подогревателя (на основе чертежа выбранного прототипа) 3.2.6. Параметры греющего пара
Находим по температуре насыщения значения плотности воды, пара, кинематической вязкости, теплопроводности, динамической вязкости, удельной теплоты парообразования 3.2.7. Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенкам трубок
В элементах подогревателей, где происходит изменение агрегатного состояния пара (конденсация), скорость пара мала, и можно считать, что теплообмен происходит при неподвижном паре. В этих условиях основными факторами, определяющими интенсивность теплообмена, являются скорость течения и толщина плёнки конденсата, образующегося на трубах. Средняя плотность потока через поверхность нагрева Значение числа Рейнольдса для определения режима течения плёнки конденсата Следовательно, коэффициент теплоотдачи может быть определен по формуле Нуссельта с поправкой на волновое движение пленки. Средняя температура стенки трубок Найдем значения теплопроводности и динамической вязкости по температуре стенки Поправка на волновое течение пленки Средний температурный перепад в слое пленки конденсата со стороны греющего пара Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенкам трубок 3.2.8. Коэффициент теплоотдачи от стенок труб к конденсату
Для расчета теплообмена необходимо выбрать скорость движения среды. увеличение скорости улучшает условия теплообмена, что приводит к снижению площади требуемой поверхности, т.е. к снижению стоимости регенеративных подогревателей. В то же время с увеличением скорости возрастает гидравлическое сопротивление движению жидкости. Принимаем скорость движения воды в трубах Число Рейнольдса для конденсата, движущегося внутри труб Коэффициент теплоотдачи 3.2.9. Коэффициент теплопередачи
Для тонкостенных труб, применяемых в регенеративных подогревателях, с достаточной степенью точности можно определить коэффициент теплопередачи по формуле для плоской стенки: Пересчет площади поверхности теплообмена 3.3. Определение основных геометрических характеристик. При конструкторском расчете регенеративных подогревателей некоторые их геометрические характеристики (число труб, шаг их, диаметр трубной доски и ряд других) должны быть предварительно выбраны. При принятой скорости движения воды и известных параметрах ее на входе в подогреватель число труб при одном ходе: При четырехходовом движении воды общее число трубных концов, развальцованных в трубной доске: Средняя длина труб: Шаг труб при размещении их в трубной доске Принимаем диаметр трубной доски, соответствующий внутреннему диаметру корпуса из прототипа Dвн=1,6 м. Коэффициент заполнения трубной доски: Площадь трубной доски: 3.4. Гидравлический расчет. Задачей гидравлического расчета подогревателей является определение их гидравлического сопротивления. Для любого элемента или участка подогревателя гидравлическое сопротивление: здесь Значение коэффициента сопротивления трения l зависит от шероховатости стенок труб D и от режима движения теплоносителя, определяемого числом Re. С достаточной степенью точности это
где D для стальных труб равна 0,2 мм, для латунных – 0,01 мм. Расчет ведем по методике [5,6]. 3.4.1. Участок входной и выходной камеры
Принимаем скорость воды в патрубках подвода и отвода Внутренний диаметр патрубков Принимаем стандартный диаметр Уточняем скорость Число Рейнольдса для потока воды в патрубках Принимаем длину патрубка Коэффициент трения Коэффициент сопротивления трения Суммарный коэффициент сопротивления участка входа (выхода), с учетом коэффициент сопротивления поворота во входной камере xм=1,5 потеря давления воды на участке входа (выхода) 3.4.2. Участок трубной системы
Коэффициент трения в трубках подогревателя Коэффициент сопротивления трения Местные коэффициенты сопротивления на участке трубной системы: · входа в трубную систему xвх.тр=0,5 · поворота потока на 180° в трубах xпов.тр=0,5 · выхода из трубок xвых.тр=1 · поворота потока в промежуточной камере xпов_к=2,5 Суммарный коэффициент сопротивления трубной системы Потеря давления воды на втором участке Общее гидравлическое сопротивление подогревателя 3.5. Расчет на прочность. Задачей расчета является определение минимально допустимой толщины стенки отдельных элементов, гарантирующей их достаточную прочность в условиях длительной эксплуатации теплообменника при номинальных (расчетных) параметрах теплоносителей. исходными при этом являются данные теплового, конструкторского и гидравлического расчетов. Расчет ведем по методики [7]. Расчетное давление (наибольшее одностороннее рабочее давление одного из теплоносителей) p=1,25 МПа. Рассчитаем номинальное допустимое напряжение (Сталь 20, при температуре стенки tст=141.6°C), применяя линейную интерполяцию: Внутренний диаметр корпуса определили ранее Dвн=1600 мм, а высоту днища определяем из прототипа hв=443 мм. 3.5.1. Расчет толщины стенки корпуса
Допускаемое напряжение Коэффициент прочности для регенеративного подогревателя j=1. Принимаем металла и отклонение при изготовлении C=1 мм. Номинальная толщина стенки корпуса, подверженная наружному давлению, должна быть не менее определенной по формуле: принимаем dст=10 мм. наибольший допустимый диаметр неукрепленного отверстия в корпусе рассчитывается по формуле: В расчете номинальным является внутренний диаметр, поэтому поправка рассчитывается следующим образом: 3.5.2. Расчет толщины стенки днища
Допускаемое напряжение Коэффициент учитывающий ослабление неукрепленным отверстием рассчитывается по формуле, в зависимости от значения комплекса: Номинальная толщина стенки выпуклых днищ, имеющих неукрепленное отверстие, должна быть не менее рассчитываемой по формуле: принимаем dД=12 мм. Условия применимости формулы выполнены: наибольший диаметр неукрепленного отверстия причем
3.5.3. Расчет трубной доски
Коэффициент K=1, потому что трубная доска закреплена фланцами между корпусом и крышкой. Допустимое напряжение для трубной доски: диаметр отверстий в трубной доске Коэффициент прочности трубной доски (при разбивке по треугольнику) Толщина трубной доски (без анкерных связей): полученная величина толщины трубной доски превышает предельное прототипа диаметр окружности анкерных связей Dc=810 мм и их число – 6. Допускаемое напряжение для анкерных связей Выразим из формулы для трубной доски произведение числа анкерных связей на их площадь, приняв в качестве приближения толщину трубной доски из прототипа dТД_пр=90 мм. Площадь сечения одной анкерной связи Диаметр анкерной связи Глава 4. Задание. заменить в тепловой схеме второй (по ходу основного конденсата) подогреватель низкого давления смешивающего типа П7 (рис. 4.1.) на поверхностный и проследить влияние на тепловую экономичность. Рис. 4.1. первоначальная схема включений ПНД. Эффективность регенеративного подогрева зависит от правильного выбора параметров пара регенеративных отборов, числа регенеративных подогревателей, их схемы включения и типа. Для более полного анализа схем включений поверхностных подогревателей в систему регенеративного подогрева рассмотрим несколько вариантов: 1 – конденсат из поверхностного подогревателя П7 сливается в смешивающий подогреватель П8 (рис.4.2.); 2 – дренажи в ПНД сливаются каскадно, а из П7 дренаж перекачивается дренажным насосом и смешивается с основным потоком питательной воды после подогревателя П7 (рис.4.3.). 4.2. Выполнение задания. Рис. 4.2. измененная схема включения ПНД (Вариант 1). Рассчитываемая часть тепловой схемы – включения ПНД представлена на рис.4.2. Расчет основной тепловой схемы остаётся неизменным до пункта 1.3.19. (нахождения доли отбора пара на подогреватель П7) и кроме пункта 1.3.9. (нахождение параметров пара в отборе на подогреватель П7). Равномерное распределение регенеративного подогрева, параметры пара в отборах (кроме П7, П8) остались неизменными. 4.2.1. Параметры отбора пара на П7
Давление воды за П7 Энтальпия воды за П7 составит По значениям температура насыщения в подогревателе, с учетом недогрева По температуре насыщения Давление пара в отборе Из процесса работы пара в турбине в h, S-диаграмме, находим значения энтальпии и энтропии пара в отборе По значениям 4.2.2. доля отбора пара на подогреватель П7
Уравнение теплового баланса для П7 Поток конденсата из конденсатора Уравнение материального баланса для П8 Выражаем долю основного конденсата, проходящего через П7, после смешивающего подогревателя П8 Подставляем в уравнение теплового баланса П7 4.2.2. доля отбора пара на смешивающий подогреватель П8
Уравнение теплового баланса для П8 Преобразовываем уравнение материального баланса для П8 Подставляя, получим следующее уравнение Находим 4.2.3. Контроль материального баланса пара и конденсата
Пропуск пара в конденсатор доля потока конденсата после основного конденсатора с паровой стороны с учетом конденсата турбоприводов и других потоков равна доля потока конденсата из основного конденсатора со стороны регенеративной системы Равенство 4.2.4. Определение энергетических показателей турбоустановки Таблица 4.1. Энергетическое уравнение турбоустановки в табличной форме Цилиндр Отсек турбины доля пропуска пара через отсек αj Теплоперепад пара в отсеке Δhj, кДж/кг Внутренняя работа на 1 кг свежего пара αj∙Δhj, кДж/кг ЦВД 0 -1 1 293.1 293.1 1-2 0.94902 66.8 63.4 ЦСД 2-3 0.83436 240.3 200.5 3-4 0.71862 306 219.9 4-5 0.6863 134 92 5-6 0.65554 139.5 91.5 ЦНД 6-7 0.62869 116.5 73.2 7-8 0.5989 152 91 8-К 0.57244 146.6 83.9 Внутренняя работа турбины на 1 кг свежего пара Расход пара на турбину Удельный расход пара Полный расход теплоты на турбоустановку Удельный расход теплоты на выработку электроэнергии Расход теплоты на станцию КПД станции (брутто) КПД станции (нетто) Расходы натурального топлива Удельный расход условного топлива нетто 4.2.5. основные выводы, характеризующие полученные результаты.
Замена смешивающего подогревателя П7 на поверхностный и использование схемы включения, приведенной на рис.4.1. снизила эффект от применения регенерации. Основные показатели, характеризующие изменения в сравнении с исходной тепловой схемы приведены в табл.4.2. В связи с наличием недогрева в поверхностных подогревателях при том же равномерном распределении регенеративного подогрева, увеличилась температура насыщения и давление в подогревателе, что привело к увеличению параметров пара в отборе. Возросло количество пара отбираемого на П7, а на П8 уменьшилось, так как осуществлялся каскадный слив дренажа из П7 в П8. В результате происходило вытеснение отборного пара (на П8) паром, образовавшимся при вскипании дренажа из П7. Т.е. подогрев воды в П8 вёлся частично паром из предыдущего отбора. Увеличился поток пара, поступающий в конденсатор, а, следовательно, возрастают потери в окружающую среду. Приведенный теплоперепад пара в турбине уменьшился. Вследствие чего увеличился общий расход пара на турбоустановку на 0.2 кг/c. увеличился полный расход теплоты на турбоустановку. КПД станции (нетто, брутто) уменьшились на 0.058% и 0.054%, расход натурального топлива увеличился на 231 кг/ч, удельный расход топлива нетто также соответственно увеличился на 0.5 г/(кВт×ч). Таблица 4.2. Сводная таблица параметров для сравнения исходной тепловой схемы и измененной Исходная схема Изменённая схема (вариант 1) изменения t’7, °C 75.8 80.1 4.3 p’7, МПа 0.04 0.048 0.008 pотб7, МПа 0.043 0.052 0.009 hотб7, кДж/кг 2588 2620 32 Sотб7, кДж/(кг×°C) 7.52 7.5 -0.02 a7 0.02905 0.02979 0.00074 a8 0.02795 0.02646 -0.00149 aп 0.57169 0.57244 0.00075 Hпр, кДж/кг 1209.5 1208.5 -1 D0, кг/c 213 213.2 0.2 d, кг/(кВт×ч) 3.067 3.07 0.003 Q0, кВт 553923.9 554704.4 780.5 qэ, кДж/(кВт×ч) 7976.5 7987.7 11.2 Qст, кВт 608172.9 609029.9 857 hст 0.41107 0.41049 -0.00058 hст_нетто 0.3823 0.38176 -0.00054 B, кг/ч 162902 163133 231 bу.т._нетто, г/(кВт×ч) 321.7 322.2 0.5 4.3. Расчет основной тепловой схемы. Рассчитываемая часть тепловой схемы – включения ПНД представлена на рис.4.3. параметры пара в отборе при замене подогревателя П7 смешивающего типа на поверхностный в пункте 4.2.1. Расчет основной тепловой схемы остаётся неизменным до пункта 1.3.18. (нахождения доли отбора пара на подогреватели П5, П6, энтальпии в точке смешения). Рис. 4.3. измененная схема включения ПНД (Вариант 2). 4.3.1. Доля отбора пара на подогреватель П5
Уравнение теплового баланса для П5 4.3.2. Доля отбора пара на подогреватель П6, П7
Уравнение теплового баланса для П6 Уравнение смешения в смесителе Уравнение теплового баланса для П7 Решаем, полученную систему из 3-х уравнений и находим неизвестные: энтальпия в точке смешения hсм=320.1 кДж/кг, доли отбора пара на П6, П7 – a6 = 0.02974 и a7 = 0.02456. 4.3.3. Доля отбора пара на подогреватель П8
Уравнение теплового баланса для П8 Поток конденсата из конденсатора Тогда получим следующее уравнение Находим a8=0.02801. 4.3.4. Контроль материального баланса пара и конденсата
Пропуск пара в конденсатор aп = a0 – a1 – a2 – a3 – aд – a4 – a5 – a6 – a7 – a8 – aтп = 1 – 0.05098 – 0.11466 – 0.04734 – 0.02114 – 0.03232 – 0.03146 – 0.02974 – 0.02456 – 0.02801 – 0.04726 = 0.57253 доля потока конденсата после основного конденсатора с паровой стороны с учетом конденсата турбоприводов и других потоков равна aк_п = aп + aтп + aут = 0.57253 + 0.04726 + 0.015 = 0.63479 доля потока конденсата из основного конденсатора со стороны регенеративной системы aк = aкд – a4 – a5 – a6 – a7 – a8 =0.78088 – 0.03232 – 0.03146 – 0.02974 – 0.02456 – – 0.02801=0.63479 Равенство 4.3.5. Определение энергетических показателей турбоустановки
Таблица 4.3. Энергетическое уравнение турбоустановки в табличной форме Цилиндр Отсек турбины доля пропуска пара через отсек αj Теплоперепад пара в отсеке Δhj, кДж/кг Внутренняя работа на 1 кг свежего пара αj∙Δhj, кДж/кг ЦВД 0 -1 1 293.1 293.1 1-2 0.94902 66.8 63.4 ЦСД 2-3 0.83436 240.3 200.5 3-4 0.71862 306 219.9 4-5 0.6863 134 92 5-6 0.65484 139.5 91.4 ЦНД 6-7 0.6251 116.5 72.8 7-8 0.60054 152 91.3 8-К 0.57253 146.6 83.9 Внутренняя работа турбины на 1 кг свежего пара Расход пара на турбину Удельный расход пара Полный расход теплоты на турбоустановку Удельный расход теплоты на выработку электроэнергии Расход теплоты на станцию КПД станции (брутто) КПД станции (нетто) Расходы натурального топлива Удельный расход условного топлива нетто 4.3.6. основные выводы, характеризующие полученные результаты.
Практически аналогичные выводы получены в результате расчета, как и в пункте 4.2.5. Замена смешивающего подогревателя П7 на поверхностный и использование схемы включения, приведенной на рис.4.2. снизила эффект от применения регенерации. Основные показатели, характеризующие изменения в сравнении с исходной тепловой схемы приведены в табл.4.4. В рассматриваемой схеме применялся каскадный отвод дренажа от ПНД, а затем он смешивался с основным конденсатом после поверхностного ПНД П7. Это привело к увеличению отборов пара более высокого давления (на П5, П6) и снижению расхода пара низкого давления (на П7). Что привело к увеличению количества пара, поступающего в конденсатор и снижению приведенного теплоперепада в турбине. увеличился общий расход пара на турбоустановку на 0.3 кг/c. увеличился полный расход теплоты на турбоустановку на 1040.7 кВт. КПД станции (нетто, брутто) уменьшились на 0.077% и 0.072%, расход натурального топлива увеличился на 306 кг/ч, удельный расход топлива нетто также соответственно увеличился на 0.6 г/(кВт×ч). 4.4. Общий вывод по работе. Подогреватели смешивающего типа позволяют более полно использовать теплоту греющего пара, что повышает тепловую экономичность турбоустановки. Однако применение такого типа подогревателей вносит ряд существенных усложнений в систему регенеративного подогрева питательной воды (увеличивается число насосов для перекачки конденсата, повышаются требования к защите от заброса воды в проточную часть турбины, усложняется компоновка подогревателей). Эти обстоятельства сдерживают широкое распространение регенеративных подогревателей смешивающего типа. В настоящее время они применяются в турбоустановках большой мощности, где повышение эффективности использования теплоты отборного пара особенно существенно. Эти подогреватели устанавливаются для использования теплоты последних отборов. Таблица 4.4. Сводная таблица параметров для сравнения исходной тепловой схемы и измененной Исходная схема измененная схема (вариант 2) Изменения t’7, °C 75.8 80.1 4.3 p’7, МПа 0.04 0.048 0.008 pотб7, МПа 0.043 0.052 0.009 hотб7, кДж/кг 2588 2620 32 Sотб7, кДж/(кг×°C) 7.52 7.5 -0.02 hсм 417.5 320.1 -97.4 a5 0.03076 0.03146 0.0007 a6 0.02685 0.02974 0.00289 a7 0.02905 0.02456 -0.00449 a8 0.02795 0.02795 0 aп 0.57169 0.57259 0.0009 Hпр, кДж/кг 1209.5 1208.3 -1.2 D0, кг/c 213 213.3 0.3 d, кг/(кВт×ч) 3.067 3.07152 0.00452 Q0, кВт 553923.9 554964.6 1040.7 qэ, кДж/(кВт×ч) 7976.5 7991.5 15 Qст, кВт 608172.9 609315.5 1142.6 hст 0.41107 0.4103 -0.00077 hст_нетто 0.3823 0.38158 -0.00072 B, кг/ч 162902 163208 306 bу.т._нетто, г/(кВт×ч) 321.7 322.3 0.6 БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ список
1. Тепловые и атомные электрические станции / Л.С. Стерман, В.М. Лавыгин, С.Г. Тишин. М.: Издательство МЭИ, 2004 2. тепловые электрические станции / В.Д. Буров, Е.В. Дорохов, Д.П. Елизаров и др. М.: Издательство МЭИ, 2007. 3. тепловые электрические станции / В.Я. Рыжкин. М.: Энергоатомиздат, 1987 4. Турбины тепловых и атомных электрических станций / А.Г. Костюк, В.В. Фролов, А.Е. Булкин, А.Д. Трухний; Под ред. А.Г. Костюка, В.В. Фролова. М.: Издательство МЭИ, 2001. 5. Теплообменные аппараты ТЭС. – 4-е изд. / Ю.Г. Назмеев, В.М. Лавыгин. М.: Издательский дом МЭИ, 2007. 6. Тепло- и массообменные аппараты ТЭС и АЭС / О.Т. Ильченко. К.: Вища шк., 1992 7. Прочностные расчеты сосудов и аппаратов, работающих под избыточным давлением. / Е.П. Кудрявцев. 8. Тепловые и атомные электростанции: Справочник // Под общ. ред. А.В. Клименко и В.М. Зорина. – 3-е изд. М.: Издательство МЭИ, 2003.
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды теоретическое значение энтропии
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды теоретическое значение энтальпии
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения энтропии, степень сухости и температуру
находим значения энтальпии и энтропии на линии насыщения конденсата из таблиц теплофизических свойств пара
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения энтропии, энтальпии и объема
находим значения энтальпии, температуры и объема на линии насыщения конденсата из таблиц теплофизических свойств пара
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение энтальпии воды на входе в деаэратор
Регенеративный подогрев питательной воды на КЭС при промежуточном перегреве пара имеет ряд особенностей. Относительное повышение КПД от регенерации при промежуточном перегреве пара меньше, чем без него, так как КПД исходного цикла без регенерации более высок, а отборы пара после промежуточного перегрева уменьшаются. Пар в отборах после промежуточного перегрева имеет более высокую энтальпию, чем пар такого же давления в турбине без промежуточного перегрева. использование более перегретого пара для подогрева воды менее выгодно из-за уменьшения отборов пара на регенерацию и увеличения пропуска пара в конденсатор и, следовательно, потери теплоты в нем. 
,
температура питательной воды известна и является температурой за П1
находим значения давления и энтальпии из таблиц теплофизических свойств пара
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение температуры
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения энтальпии и температуры в подогревателе
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение энтальпии воды за П2
и 
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение температуры воды за ПН
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение температуры воды за П3
находим значения давления и энтальпии в подогревателе из таблиц теплофизических свойств пара
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение температуры
и энтальпией пара в индифферентной точке 
находим значения давления и температуры в подогревателе из таблиц теплофизических свойств пара
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения степени сухости и температуры
находим значения давления и температуры в подогревателе из таблиц теплофизических свойств пара
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения температуры и степени сухости
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение температуры воды за П6
находим значения давления и энтальпии в подогревателе из таблиц теплофизических свойств пара
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды теоретическое значение энтальпии
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды теоретическое значение энтропии
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение температуры воды за П5
находим значения давления и энтальпии в подогревателе из таблиц теплофизических свойств пара
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение температуры
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение температуры воды за П4
находим значения давления и энтальпии в подогревателе из таблиц теплофизических свойств пара
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение температуры
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения энтропии на входе в турбопривод
.
h
—
s
диаграмме
-, где αj – доля пропуска пара через отсек, а Δhj – теплоперепад в отсеке.
2.1. Выбор турбоустановки.
;
.
процесс пылеприготовления состоит из следующих операций: предварительное грубое дробление угля до кусков размером 150 — 200 мм, улавливание металла, отделение щепы, грохочение и тонкое дробление до кусков размером не более 25 мм, сушка и размол до необходимой тонины.
. Производительность вентилятора определяется расходом воздуха, необходимым для горения топлива с учетом коэффициента избытка воздуха в топке и присосов по тракту котла:
. Кроме того, вводится поправка на барометрическое давление. Принимаем 
, число вентиляторов z=2. Расчетная производительность одной машины:
, необходимым для преодоления инерции при пуске вентилятора. 
Насосы тепловых электростанций как и другие типы машин, служащие для перемещения среды и сообщения ей энергии, характеризуются следующими параметрами:
,
.
и напора насоса 
м вод.ст.
– гидравлическое сопротивление прямоточного котла;
– сопротивление регулирующего клапана питания котла;
– суммарное сопротивление группы ПВД;
– сопротивление трубопроводов от питательного насоса до парового котла.
.
.
.
.
— суммарное сопротивление группы ПНД;
сопротивление трубопроводов от КН до деаэратора.
.
, где Dк – максимальный расход пара в конденсатор.
Регенеративные подогреватели поверхностного типа выбираются заводом-изготовителем в соответствии с давлением нагреваемой воды, давлением пара отбора и поверхностью нагрева, определяемой конструкторским расчетом по данным расчета тепловой схемы турбоустановки.
.
3.1. Описание схемы включения, конструкции и принципа действия.
,
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения удельного объема, кинематической вязкости, теплопроводности, числа Прандтля
— от стенок труб к конденсату
.
– определяет гидравлические потери, возникающие при движении теплоносителя за счет трения о стенки труб, 
– гидравлические потери при движении теплоносителя, вызванные местными сопротивлениями (поворотами, сужениями или расширениями и др).
,
4.1. Описание задания.
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение температуры воды за П7
находим значения давления и энтальпии в подогревателе из таблиц теплофизических свойств пара
и 
определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения температуры и степени сухости
выполнено, материальный баланс сходится.
выполнено, материальный баланс сходится.
