Расчет тепловой схемы энергетического блока с конденсационной турбиной

Федеральное агентство  по образованию

Федеральное государственное бюджетное  образовательное учреждение высшего

 профессионального образования  «Ивановский государственный энергетический

университет им. В. И. Ленина»

 

Кафедра ТЭС

 

 

 

 

 

 

 

 

 

РАСЧЕТ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ  ЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО БЛОКА С КОНДЕНСАЦИОННОЙ  ТУРБИНОЙ

К-70-60

 

ПО ДИСЦИПЛИНЕ: ТЭУ ЭС

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                                            Выполнил: студент группы 3-43^хх

Ревин И. В.

                                                                                            Проверил: Зорин М. Ю., к.т.н., доц.

 

 

 

 

 

 

 

Иваново 2013

                         

РАСЧЕТ  ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ  ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ

УСТАНОВКИ С КОНДЕНСАЦИОННОЙ  ТУРБИНОЙ

Задание

Вариант №0,2

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 = 0.04 бар.

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

а) потеря давления в органах регулирования  турбины:

Dр_ор = 4%, следовательно р’₀ = (1-Dр_ор ) р₀ = (1-0,04) р₀ = 0,96р₀,

б) внутренний относительный КПД турбины h_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 = 2,5% от расхода пара на турбину;

подогрев  воды в эжекторном и сальниковым подогревателях:

Dt_эп = 4 °С; Dt_сп = 4 °С

6. Потери давления в паропроводах от камер отборов до поверхностных подогревателей принять Dр₅= 4%, Dр₄=5%, Dр₂= 6%, Dр₁= 7%.
7. Поверхностные подогреватели без охладителей пара и охладителей конденсата; слив конденсата каскадный; недогрев воды в подогревателях

dt_нед = 4°C.

8. При расчете энергетических показателей блока принять:

- КПД  котла h_к  = 90 %,

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

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

По ходу воды в схеме 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 [3] определяем  энтальпию пара: h_о = 3302,8 кДж / кг, а по табл. II [2] температуру насыщения пара при начальном давлении р₀=60 бар: t_о^н= 275,59 °С и при конечном давлении р_к = 0,04 бар, t_к = 28,96 °С.

Один из способов распределения величины подогрева  воды между регенеративными подогревателями основан на равенстве подогрева ее в подогревателях от температуры в конденсаторе t_к = 28,96°С до  температуры насыщения t^н =275,59°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 Dt_эп = 4 °С и Dt_сп = 4 °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 + Dt_эп  = 28,96+4 = 32,96°С;

за П-I t₁ = t_эп + Dt_под  = 32,96 + 39,772 = 72,73°С;

за СП t_сп = t₁  + Dt_сп   = 72,73+ 4 = 76,73°С;

за П-2 t₂ = t_сп + Dt_под = 76,73+ 39,772 = 116,50°С;

за П-3 t₃ = t₂ +Dt_под =116,50+ 39,772 = 156,27 °С;

за П-4 t₄ = t₃  + Dt_под =156,27 + 39,772 = 196,05°С;

за П-5 t₅ = t₄   + Dt_под  = 196,05+ 39,772 = 235,82°С.

Примечание. Проверим правильность определения температур за подогревателями. Должно иметь место равенство

t₅ + D t_под » t₀^н.

В данном случае t₅ + D t_под   = 235,82+ 39,772 = 275,59=275,59.                                                                                                                                                                                                                             °С.

2.2. Выбор места установки деаэратора и давление в нем

При заданном числе регенеративных подогревателей m = 5 в качестве деаэратора должен быть назначен подогреватель П-3. При t₃ = 156,27°С давление в нем составит:

р_д = р_нас » 5,6 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.

2.3. Определение  давлений 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

d 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 + d t_нед = 235,82+ 4 = 239,82 °C.

Тогда давление пара, поступающего в подогреватель, определенное по таблице I [2] при температуре 239,82^оС будет: р₅ = 33,362 бар, и аналогично для остальных регенеративных подогревателей поверхностного типа :

для П-4       t_н4 = t₄ + d t_нед = 196,05 + 4 = 200,05 °C, р₄ = 15,547 бар;

для П-2 t_н2 = t₂ + d t_нед =116,50 + 4 = 120,50 °C, р₂ = 2,0186 бар;

для П-1 t_н1 = t₁ + d t_нед = 72,73+ 4 = 76,73°C,  р₁ = 0,4148 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) Dр₅ = 4%, Dр₄ = 5%, Dр₂ = 6%, Dр₁ = 7% имеем:

б) Деаэратор.

Давление  в камере отбора на деаэратор Д-6 принимается р₃^ко = р_д^ко = 9 бар 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.

.

где: р’_д – давления в камерае отбора пара при измененной нагрузке;

р^о_д - давления в камерае отбора пара при номинальной нагрузке;

D’ – измененный расход пара на турбину;

D^о - номинальный расход пара на турбину;

N’ – измененная мощность турбины;

N^о - номинальная мощность турбины.

Поэтому с  учетом потери давления в паропроводе  от камеры отборов до деаэратора Dр₃ = 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:

h_о = 3302,8 кДж / кг,    s_о = 6,7216 кДж / ( кг × К ).

При давлении в конце теоретического (адиабатного) расширения р_к = 0,04 бар точка ”в”  находится в области влажного насыщенного пара. В этом случае энтальпия пара в этой точке h_кa  может быть определена аналитически из известного соотношения:

h_ка = сt_к + x_ка r_к [ кДж / кг ], 

где  х_ка =

сt_к – энтальпия воды на линии насыщения при конечном давлении адиабатного процесса расширения пара, т.е. при 0,04 бар (определяется по табл.II и численно равна энтальпии воды на линии насыщения h’), х_ка –степень сухости пара, r_к – скрытая теплота парообразования.

При адиабатном процессе s_ка = s₀ = 6,7216 кДж / (кг × К).

По таблице II 1.1[ П.2 ] при р_к = 0,04 бар находим:  

s’ = 0,4224 кДж / (кг * К), s“ - s ’ = 8,0523 кДж / (кг ×К),

ct_k = h’= 121,41 кДж / кг, r_к = 2432,7 кДж / кг.

Тогда  x_ка = =  = 0,7823 ,

h_ка = сt_к + x_{ка *} r_к   = 121,41+ 0,7823 * 2432,7 = 2024,5 кДж / кг.

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

р’₀ = (1 - Dр_ор ) р₀  =  (1 - 0,06 ) 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  - h_оi (h₀  - h_ка ) = 3302,8 - 0,85 (3302,8 - 2024,5) = 2216,25 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^* = 2216,25 кДж / кг  с изобарой р_к = 0,04 бар), тогда используемый  теплоперепад в турбине:

H_i = h₀ – h*_к = 3302,8 – 2216,25 = 1086,55 кДж / кг.

На линии  действительного процесса расширения пара в турбине “ а*- с* ” находятся изобары р₅^к.о.=34,752 бар, р₄^к.о.=16,365 бар, р₃^к.о.=9бар, р₂^к.о.=2,147 бар, р₁^к.о.=0,446 бар. Схема процесса с изобарами в камерах отборов дана на рис. 2.б.

Полученные  значения энтальпий h₀ , h_ка , h_к^*и h_к нанесем на hs - диаграмму из [2] или [3];  и получим теоретический (а - в) и действительный (а – а* -c*) процессы. Далее нанесем 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 = 3194 кДж / кг, t₅^к.о =387 °С;

h₄ = 3042 кДж / кг, t₄^к.о =304 °С;

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

h₂  = 2698 кДж /кг; х₂^к.о =0,997;

h₁ =2502кДж / кг, х₁^к.о = 0,938.