Бакалаврская работа Блок К-330 ТЭС

ВВЕДЕНИЕ.doc

Энергетика является важнейшей и необходимой отраслью экономики России. Энергетика переживает в последнее время наиболее сложный период в своем существовании и развитии. Производство электроэнергии является одним из главных показателей экономического уровня страны и отражает общее состояние производственных сил.
Изменение формы собственности энергетических объектов общий недостаток средств заставили предприятия энергетического комплекса обходиться собственными силами. Предприятия вынуждены получать необходимые средства на развитие и реконструкцию оборудования из собственной прибыли. В этих условиях стала необходима экономия на всевозможных издержках ресурсах и снижения потерь. Для выполнения поставленных задач становиться необходимым разработка и внедрение новейших технологий которые позволяют получать заметный экономический и экологический эффект.

Содержание.doc

Ключевые слова: тепловая схема турбоустановка подогреватель низкого давления схемы включения ПНД.
Данная работа содержит:
Расчет тепловой схемы конденсационного энергоблока мощностью 330 МВт.
Выбор основного и вспомогательного оборудования для данного энергоблока.
Расчет подогревателя низкого давления с охладителем пара
Сравнение схем включения ПНД в систему регенеративного подогрева.
ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ .5
ГЛАВА 1. Расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока 5
1Построение процесса расширения пара в турбине 6
2Распределение регенеративного подогрева конденсата в группе ПВД .9
3Распределение регенеративного подогрева конденсата в группе ПНД ..13
4Определение долей расхода пара на подогреватели и в конденсатор .17
5Определение расходов пара и воды 21
6Энергетические показатели энергоблока ..22
ГЛАВА 2. Выбор основного и вспомогательного оборудования 23
1 Описание тепловой схемы . 23
3 Выбор парового котла .24
4 Выбор оборудования для системы пылеприготовления .26
5 Выбор типа мельниц 27
6 Выбор схемы приготовления .27
7 Выбор числа и производительности мельниц ..28
8 Выбор тягодутьевых машин 29
8.1 Выбор дутьевых вентиляторов .30
8.2 Выбор дымососов 30
9.1 Выбор питательного насоса 32
9.2 Выбор конденсатного насоса 34
9.3 Выбор циркуляционного насоса ..36
10 Выбор конденсатора ..37
11 Выбор оборудования системы регенеративных подогревателей .37
12 Выбор деаэратора питательной воды ..41
КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ 43
ГЛАВА 3. Расчет подогревателя низкого давления с охладителем пара .. 43
1 Описание подогревателя низкого давления ПН-1000-29-7-III .. ..43
2 Исходные данные 44
3 Конструкторский расчет подогревателя низкого давления 45
3.1 Расчет собственно подогревателя .45
3.2 Расчет охладителя пара ..49
4 Гидравлический расчет 52
5 Расчет на прочность 54
ИНДИВИДУАЛЬНОЕ ЗАДАНИЕ 58
ГЛАВА 4. Сравнение схем включения ПНД в систему регенеративного подогрева . . .58
Список литературы 63

пнд 1000.dwg

МЭИ.022.1005.01.02.02.0020020399
Труба соединительная
Стекло водоуказательное
ТФ12С13бк(П3.82003-020М)
Шпилька БМ42-6g*410.90.35.X.IV.0218
Условные обозначения:
-трубный пучок подогревателя-конденсатора
-трубная доска ПК и ОП
-водяная камера ПК и ОП
-отвод неконденсирующихся газов
-подвод дренажа из другого подогревателя
-соответственно штуцера подвода и отвода
основного конденсата ПК и ОП
-трубный пучок охладителя пара
-подвод паровоздушной смеси из другого подогревателя
-штууцер отвода основного конденсата
Схема движения воды и пара в подогревателе
МЭИ. 022.1005.01.02.04.20040398

бакалавр исправлен окончательно.doc

ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ .5
ГЛАВА 1. Расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока 5
1Построение процесса расширения пара в турбине 6
2Распределение регенеративного подогрева конденсата в группе ПВД .9
3Распределение регенеративного подогрева конденсата в группе ПНД ..13
4Определение долей расхода пара на подогреватели и в конденсатор .17
5Определение расходов пара и воды ..21
6Энергетические показатели энергоблока ..22
ГЛАВА 2. Выбор основного и вспомогательного оборудования 23
1 Описание тепловой схемы . 23
3 Выбор парового котла .24
4 Выбор оборудования для системы пылеприготовления .26
5 Выбор типа мельниц 27
6 Выбор схемы приготовления .27
7 Выбор числа и производительности мельниц ..28
8 Выбор тягодутьевых машин 29
8.1 Выбор дутьевых вентиляторов .30
8.2 Выбор дымососов 30
9.1 Выбор питательного насоса 32
9.2 Выбор конденсатного насоса 34
9.3 Выбор циркуляционного насоса ..36
10 Выбор конденсатора ..37
11 Выбор оборудования системы регенеративных подогревателей .37
12 Выбор деаэратора питательной воды ..41
КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ 43
ГЛАВА 3. Расчет подогревателя низкого давления с охладителем пара .. 43
1 Описание подогревателя низкого давления ПН-1100-25-6-I ..43
2 Исходные данные 44
3 Конструкторский расчет подогревателя низкого давления 45
3.1 Расчет собственно подогревателя .45
3.2 Расчет охладителя пара ..49
4 Гидравлический расчет 52
5 Расчет на прочность 54
ИНДИВИДУАЛЬНОЕ ЗАДАНИЕ 58
ГЛАВА 4. Сравнение схем включения ПНД в систему регенеративного подогрева . . .58
Список литературы 63
ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ
Г Л А В А 1. Расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока
Исходные данные для выполнения расчета:
Мощность турбоустановки N = 330 МВт
Начальное давление пара р0 = 2350 МПа
Начальная температура пара t0 = 540 °C
Давление пара после промперегрева рпп = 390 МПа
Температура пара после промперегрева tпп = 540 °C
Конечное давление рк = 00035 МПа
Температура питательной воды tпв = 270 °C
Давление пара в деаэраторе рд = 068 МПа
Внутренние относительные КПД турбины по отсекам oiЧВД = 085
Величина утечек пара и конденсата αут = 0015
Число регенеративных подогревателей в том числе
- ПНД (без учета деаэратора) 4 шт: (3 поверхностных 1 смешивающий)
Недогревы в ПВД ПВД = 1 °С
Недогревы в ПНД ПНД = 3 °С
Схема включения деаэратора - на собственном отборе питательный насос имеет турбопривод с противодавлением в 6-й отбор. Вид топлива -Березовский уголь. Метод подготовки питательной воды – химический.
Рис 1.1 Принципиальная тепловая схема блока.
1 Построение процесса расширения пара в турбине.
По р0 = 235 МПа и t0 = 540 0C
Находим по [3]: h0 = 332347 кДжкг
Учтем потери в стопорных и регулирующих клапанах ЦВД 3%:
р0 = р0097 = 235097 = 228 МПа
h0 = h0 = 332347 кДжкг
Находим по этим значениям энтропию S0 = 6199 кДж(кгК)
Процесс расширения пара адиабатный S20t = S0 = 6199 кДж(кгК)
Находим по S20t и давлению промперегрева рпп = 39 МПа
В реальном процессе расширения энтальпия пара на выходе из ЧВД находится с учетом oi_ЦВД = 085 :
h20=h0-oi_ЦВД(h0-h20t) = 332347-085(332347-286436) = 293323 кДжкг
Энтропия пара на выходе из ЧВД S20 = 6324 кДж(кгК)
Принимаю потери давления пара в тракте промперегрева 10%. Тогда:
Р2 = 09рпп = 0939 = 351 МПа
Температура промперегрева tпп = 540 0C
Энтальпия пара после промперегрева h2 = 354141 кДжкг
Энтропия пара после промперегрева S2 = 7271 кДж(кгК)
Принимаю давление пара на выходе из ЧСД р6 = 025 МПа
По S2t = S2 = 7271 кДж(кгК) и р6 = 025 МПа находим энтальпию пара на выходе из ЧСД:
В реальном процессе расширения энтальпия пара на выходе из ЧСД находится с учетом oi_ЦСД = 092:
h6= h2-oi_ЦСД( h2-h2t) = 354141 -092(354141 -280874) = 286735 кДжкг
Учтем потери в реверсивных трубах между ЧСД и ЧНД 2%:
р’6 = 098р6 = 098025 = 0245 МПа
Энтальпия пара h6 = 286735 кДжкг
Энтропия пара S6 = 7408 кДж(кгК)
По давлению пара в конденсаторе рк = 00035 МПа и Skt = S6 = 7408 кДж(кгК) находим энтальпию пара в конце идеального процесса расширения пара в ЧНД:
В реальном процессе расширения энтальпия пара на выходе из ЧНД находится с учетом oi_ЦНД = 083:
hк1= h6-oi_ЦНД(h6- hkt) = 286735 -083(286735-2212) = 232335 кДжкг
В задании oi_ЦНД задан для сухого пара. Найдем КПД ЧНД с учетом влажности.
На линии насыщения степень сухости xн = 1
Степень сухости в точке kt: xк = 0908
Определим энтальпию и энтропию пара в точке пересечения с линией насыщения:
По Sх=1 = 754 кДж(кгК) и рк = 00035 МПа находим энтальпию пара:
Энтальпия в точке к2:
Степень сухости хк2 = 0913
Степень сухости х = 0913
Энтальпия воды на линии насыщения при рк = 00035 МПа
2 Распределение регенеративного подогрева конденсата в группе ПВД
Температура воды за подогревателем ПВД-1:
Давление воды за подогревателем:
рв1 = рпв = (13-14)р0 = 2964-3192 = 3055 МПа
Находим энтальпию воды за подогревателем: hв1 = 11851 кДжкг
Температура насыщения в подогревателе:
tн1 = tпв+ПВД = 270+1 = 271 °C
Энтальпия воды на линии насыщения:
Давление воды на линии насыщения:
Учтем потерю давления в паропроводах отбора 5%
Параметры пара в отборе:
р1 = 105рн1 = 105559 = 587 МПа
Давление в отборе р2 = 39 МПа
По hS-диаграмме находим энтальпию и температуру пара в отборе:
Давление насыщения воды в ПВД-2:
рн2 = р2095 = 395095 = 3705 МПа
По давлению насыщения воды находим температуру и энтальпию:
Температура воды за ПВД-2:
tв2 = tн2-ПВД = 24578-1 = 24478 °C
Потеря давления воды за ПВД принимаю 05 МПа
Давление воды за ПВД-2:
рв2 = рв1+05 = 3055+05 = 3105 МПа
Найдем энтальпию воды за ПВД-2:
Определение нагревов питательной воды в ПВД-2 и ПВД-3
Нагрев воды в ПВД-2:
Нагрев воды в ПВД-3:
Давление в деаэраторе рд = 068 МПа
Энтальпия воды на входе в деаэратор hв4 = 694 кДжкг
Нагрев воды в питательном насосе:
рпв = рв2+1 = 3105+1 = 3205 МПа
hвпн = 692+4059 =73259 кДжкг
Решая систему уравнений получаем:
Определение нагрева питательной воды в ПВД-1
Нагрев воды в ПВД-1:
= h1- hв2 = 11851-1065 = 1201 кДжкг
Температура дренажа на выходе из ПВД-1:
tдр1 = tв1+Δt = 270+10 = 280 °C
Энтальпия дренажа hдр1 = 12367 кДжкг
Уравнение теплового баланса для ПВД-1:
α1( h1-hдр1)ПВД1 = αпв( hв1-hв2)
Доля расхода питательной воды в котел:
αпв = αут+α0 = 0015+1 = 1015
Давление воды на выходе из ПВД-3
рв3 = рв2+05 = 3105+05 = 3155 МПа
Энтальпия воды на выходе из подогревателя:
hв3 = hв2- 2 = 1065-1995 = 8655 кДжкг
Температура воды на выходе из подогревателя: tв3 = 203 °C
Температура насыщения: tн3 = tв3+ ПВД = 203+1 = 204 °C
Давление насыщения находим по tн3: рн3 = 16891 МПа
Энтальпия насыщения: hн3 = 8703 кДжкг
Давление пара в отборе: р3 = рн3105 = 16891105 = 1774 МПа
Энтальпию дренажа за ПВД-3 находим по tдр3 = tв3+Δt = 203+10 = 213 °C
Уравнение теплового баланса для ПВД-2:
(α1( hдр1-hдр2)+ α2( h2-hдр2)) ПВД2 = αпв( hв2-hв3)
Нахождение индифферентной точки
=(hпп-h2)(α0-α1-α2)=(354141-293323)(1-00644-00726)=52486 кДжкг
Энтальпия индифферентной точки
hи = h2- = 354141-9447 = 34469 кДжкг
По hS-диаграмме находим значение давления индифферентной точки:
Давление в деаэраторе рв4 = 068 МПа
По рв4 = 068 МПа находим температуру воды в деаэраторе tв4 =16379 °C
Температура насыщения tн4 = tв4=16379 °C
Давление насыщения рн4 = рв4 = 068 МПа
Энтальпия насыщения hн4 = hв4 =6921 кДжкг
Давление в отборе р4 = 13рн4 = 13068 = 0884 МПа
По hS-диаграмме находим энтальпию пара в отборе h4 =3148 кДжкг
И температуру t4=335 °C
3 Распределение регенеративного подогрева конденсата в группе ПНД
Температура воды на выходе из ПНД-4:
tв5 = tв4-20 = 16379-20 =14379 °C
Температура насыщения: tн5 = tв5+ ПНД = 14379 +3 = 14679 °C
Давление насыщения находим по tн5: рн5 = 0436 МПа
Энтальпия насыщения: hн5 = 6184 кДжкг
Давление пара в отборе: р5 = рн5105 = 0436 105 = 0458 МПа
Принимаю давление за КН1 25 МПа а потерю давления в каждом поверхностном ПНД ΔрПНД = 01 МПа.
Тогда давление воды за подогревателем рв5 = 25-201 = 23 МПа
По рв5 и tв5 находим энтальпию воды за ПНД-4: hв5 = 60669 кДжкг
Энтальпия дренажа: hдр5 = hн5 = 6184 кДжкг
Нагрев воды в деаэраторе:
= hв4- hв5 = 6921-606 = 861 кДжкг
Определение нагревов воды в ПНД методом равного подогрева
Энтальпия воды на выходе из подогревателя:
hв6 = hв5- 6 = 6921-1236 = 48309 кДжкг
Давление воды на выходе из подогревателя:
рв6 = рв5+01 = 23+0.1=24 МПа
Температура воды на выходе из подогревателя: tв6 = 1148 °C
Температура насыщения: tн6 = tв6+ ПНД = 1148+3 = 1178 °C
Давление насыщения находим по tн6: рн6 = 0186 МПа
Энтальпия насыщения: hн6 = 4953 кДжкг
Энтальпию дренажа за ПНД-3 находим по tдр6=tв6+Δt =1148+10=1248 °C
Давление пара в отборе: р6 = рн6107 = 0186 107 = 02 МПа
hв7 = hв6- 7 = 48309 -1236 = 3595 кДжкг
Температура воды на выходе из подогревателя: tв7 = tн7 = 855 °C
Давление насыщения находим по tн7: рн7 = 0057 МПа
Давление воды на выходе из подогревателя: рв7 = 24 МПа
Давление пара в отборе: р7 = рн7105 = 0057 105 = 006 МПа
hв8 = hв7- 8 = 3595 -1236 = 2363 кДжкг
По рв8 = 25 МПа и hв8 находим температуру воды на выходе из подогревателя:
Температура насыщения воды: tн8 = tв8+ ПНД = 558+3 = 588 °C
По температуре насыщения находим по [3] давление насыщения:
Энтальпия насыщения: hн8 = 2461 кДжкг
Давление пара в отборе: р8 = рн8105 = 00189 105 = 00198 МПа
Энтальпию дренажа: hдр8 = hн8 = 2461 кДжкг
Энтальпия пара в отборе: h8 = 2560 кДжкг
p0'=228 МПа pи=26 МПа
h0=332347 кДЖкг hи=34469 кДЖкг
t0=540 °C p4=0844 МПа
p0=235 МПа h4=3148 кДЖкг
h1=3012 кДЖкг p5=0458 МПа
h2о=293323 кДЖкг hтпвых =29032 кДЖкг
h2оt=286436 кДЖкг h6=286735 кДЖкг
Рис. 1.2 Процесс расширения пара в турбине
Давление пара на входе в турбопривод:
ртпвх = р3-015р3 = 1744-0151744 = 15079 МПа
Энтальпия пара на входе в турбопривод: hтпвх = h3 = 3316 кДжкг
Давление пара на выходе из турбопривода:
ртпвых = р6'+015р6' = 02+01502 = 023 МПа
Энтальпия пара на выходе из турбопривода (теоретическая):
hтпtвых = 2836 кДжкг
Реальное значение энтальпии пара на выходе из турбопривода:
hтпвых = hтпвх-oiтп( hтпвх- hтпtвых) = 3316-086(3316-2836) = 29032 кДжкг
4 Определение долей расхода пара на подогреватели и в конденсатор
Уравнение теплового баланса:
α3( h3- hдр3)ПВД3+( α1+ α2)( hдр2- hдр3) ПВД3 = αпв( hв3- hпнвых)
αпвhн4 = α4h4+(α1+ α2+ α3)hдр3+ αкдhв5
Уравнение материального баланса:
αпв = α4+ α1+ α2+ α3+ αкд
156921 = α43148+(00644+00726+00507)7368+ αкд
15 = α4+00644+00726+00507+ αкд
Решаю систему уравнений получаем:
α5( h5- hдр5)ПНД4 = αкд( hв5- hв6)
α6( h6- hдр6)ПНД3+ α5( hдр5- hдр6)ПНД3 = αкд( hв6- hв7)
α7h7+( α5+α6)hдр6+ αкд'hв8= αкдhв7
α7+ α6+ α5 + αкд' = αкд
αкд' = αкд- α7- α6-α5
α72660+(00396+00419)49309+ αкд'2363 = 080263595
α8( h8-hдр8) = αкд'( hв8-hк')
Материальный баланс конденсатора:
αксверху = α0-α1-α2-(α3+αтп)-α4-α5-(αтп-α6)-α7-α8 = 1-00644-00726-00507-01008-00247-00419-00396+01008-00244-00374 = 06443
αкснизу = αкд'- αдв- α8 = 06967-0015-001-00374 =06443
Таблица 1.2. Расчет приведенного теплоперепада Нпр
Расход αij через отсеки
Теплоперепад в отсеке кДжкг
Δh0'1 = h0'- h1=332347-3012=31147
α12 = α0- α1 = 1-00644=09356
Δh12 = h1- h2=3012-293333=7867
αпп3 = α12- α2 = 09356-00726=0863
Δhпп3 = hпп- h3=354141-3316=22541
α34 = αпп3- α3- αтп = 0863-01368-01008=06254
Δh34 = h3- h4=3316-3148=168
α45 = α34- α4 = 06254-00247=06007
Δh45 = h4- h5=3148-2996=152
α56' = α45- α5 = 06007-00419=05588
Δh56' = h5- h6'=2996-2870=126
α6'7 = α56'- α6+ αтп = 06007-00465+01008=06131
Δh6'7 = h6'- h7=2870-2660=210
α78 = α6'7 '- α7 = 06131-00244=05887
Δh78 = h7- h8=2660-2560=100
α8к = α78 '- α8 = 05887-00374=05513
Δh8к = h8- hк=2560-2340=220
Σ αijΔhij = 120025 кДжкг
5 Определение абсолютных расходов пара
Абсолютный расход пара в голову турбины [7]:
D1 = α1D0 = 06441020 = 657 тч
D2 = α2D0 = 007261020 = 741 тч
D3 = α3D0 = 013681020 = 1395 тч
D4 = α4D0 = 002471020 = 252 тч
D5 = α5D0 = 004191020 = 427 тч
D6 = α6D0 = 004651020 = 474 тч
D7 = α7D0 = 002441020 = 249 тч
D8 = α8D0 = 003741020 = 381 тч
Dтп = αтпD0 = 010081020 = 1028 тч
Dут = αутD0 = 00151020 = 153 тч
Dпв = αпвD0 = 10151020 = 10363 тч
Dпп = αппD0 = 08631020 = 8811 тч
6 Определение энергетических показателей энергоблока
Расход теплоты на турбоустановку [7]:
Qту=D0(h0-hпв)+Dпп(hпп-h2) = 1020(332347-11851)+8811(354141-293333) = 2717 ГДжч
Расход теплоты на выработку электроэнергии:
Qтуэ = Qту = 2717 ГДжч
Удельный расход теплоты турбоустановки на выработку электроэнергии:
КПД турбоустановки по выработке электроэнергии:
Абсолютный электрический КПД турбоустановки:
КПД брутто энергоблока:
КПД нетто энергоблока:
Удельный расход теплоты энергоблока нетто:
Количество теплоты топлива на паровой котел:
Часовые расходы условного и натурального топлив:
Удельный расход условного топлива:
ГЛАВА 2. Выбор основного и вспомогательного оборудования
1Описание тепловой схемы.
Энергоблок мощностью 330 МВт включает в себя: турбину К-330-240 мощностью 330 МВт трехцилиндровую имеет 8 регенеративных отборов. Котел прямоточный на сверхкритические параметры работающий на березовском угле. Питательный насос с турбоприводом схема включения приводной турбины – с противодавлением в шестой отбор. 2 конденсатных насоса. Деаэратор повышенного давления. Схема включения деаэратора – на собственном отборе. Число регенеративных подогревателей – 8: 3 ПВД и 4 ПНД (3 поверхностных и 1 смешивающий). Схема слива дренажа каскадная.
2Выбор турбоагрегата
Заданная мощность турбоагрегата Nэ=330 МВт
Начальные параметры пара р0=23.5 МПа t0 =540 °С
Параметры промперегрева рпп=3.9 МПа tпп =540 °С
Конечное давление рк=0.0035 МПа
Выбираю турбину К-330-240-2.
Конденсационная турбина К-330-240-2 с мощностью 330 МВт спроектирована на параметры свежего пара 23.5 МПа (235 кгсм2) и 5400С. После ЦВД осуществляется промежуточный перегрев пара до температуры 5400С. Расчетное давление в конденсаторе составляет 0.0035 МПа.
Турбина выполнена трехцилиндровой с 29 ступенями: ЦВД ЦСД и ЦНД. Регулирование турбины – сопловое. В цилиндре высокого давления (ЦВД) – 12 ступеней (из них одна регулирующая) цилиндр среднего давления (ЦСД) имеет 12 ступеней цилиндр низкого давления (ЦНД) трехпоточный – по 5 ступеней. Турбина имеет 8 регенеративных отборов.
Свежий пар от котла направляется через сопловые коробки к одновенечной регулирующей ступени которая находится в средней части ЦВД. Далее пар проходит пять ступеней активного типа расположенных во внутреннем корпусе ЦВД. После выхода из внутреннего корпуса пар поворачивает на 1800 и проходит остальные шесть ступеней. Рядом с корпусом ЦВД расположены два стопорных и семь регулирующих клапанов. После ЦВД пар с давлением 3.9 МПа поступает в промежуточный пароперегреватель котла а затем возвращается в ЦСД турбины. В ЦСД первые двенадцать ступеней выполнены заодно с валом. После двенадцатой ступени пар направляется в три потока ЦНД. Один из этих потоков совмещен с ЦСД а два других находится в отдельном корпусе ЦНД.
Роторы ЦВД и ЦСД связанны между собой жесткой муфтой. Роторы среднего и низкого давления соединены полугибкой муфтой. Для соединения вала турбины и вала электрического генератора использована жесткая муфта снабженная зубчатым колесом для валоповоротного устройства. Осевые усилия воспринимаются комбинированным опорно-упорным подшипником который расположен между ЦВД и ЦСД.
3Выбор парового котла
На КЭС паропроизводительность котла Dпе кгс выбирается по максимальному расходу пара в турбину D0 с учетом расхода на утечки 0.02 D0 и с учетом общего запаса по пару 0.03 D0.
Dпе = 1.05* D0 =1.05*283.6=297.78 кгс =1072 тч
На выходе из котла давление пара pпе МПа и температура пара tпе °С должны быть выше чем перед турбиной на величину потерь давления и температуры в паропроводах:
рпе =1.05р0 =1.05*23.5=24.7 МПа
tпе =1.01t 0 =1.04*540=545.4 °С
Расход натурального топлива на котел при номинальной нагрузке:
Bk= Qпе Qнрка=2746(15.65*0.905)=53.9 кгс = 194 тч
Топливо – Березовский уголь Б2 Р с Qнр=15.65 МДжкг
Так как турбоустановка блока имеет мощность 330 МВт т.е. является нестандартной котел необходимо делать на заказ. Согласно [6] за прототип принимаю котлоагрегат типа П-67 Подольского машиностроительного завода (ЗиО). Так как топливо – Березовский уголь то оставляю компоновку котла П-67. Задача на проектирование – уменьшение паропроизводительности.
Котел прямоточный сверхкритического давления с промперегревом однокорпусный Т-образной компоновки с уравновешенной тягой с твердым шлакоудалением размещен в здании.
Топочная камера открытая призматическая прямоугольного сечения экранирована вертикальными панелями из плавниковых труб и оборудована 24 пылеугольными вихревыми горелками расположенными встречно в два яруса на боковых стенах топки.
Для подогрева воздуха используется крупноблочный вынесенный в отдельное здание трубчатый воздухоподогреватель с движением воздуха по оригинальной схеме Z - перекрест в два хода.
Система пылеприготовления - с прямым вдуванием топлива и установкой шести среднеходных мельниц.
Предусмотрены технологические мероприятия по снижению выбросов диоксидов азота из котла.
Регулирование температуры перегрева первичного пара осуществляется изменениями соотношения топливо-вода и подрегулировкой двумя впрысками воды. Регулирование температуры перегрева вторичного пара производится байпасированием паро-парового теплообменника.
В проекте котла применен ряд прогрессивных технических решений направленных на обеспечение устойчивого воспламенения пыли глубокого ее выжига предотвращения абразивного износа пылепроводов конвективных поверхностей нагрева и газоходов.
Характеристики котла требуемого для проектируемого энергоблока.
*-в позициях 8-14 характеристики взяты из прототипа
4Выбор оборудования для систем пылеприготовления
Топливо – Березовский уголь Б2 Р
Характеристики топлива
Рекомен-дуемый тип мельницы
Класс угля - Р (рядовой т.е размер куска 0-200 мм) процесс пылеприготовления состоит из предварительного грубого дробления до кусков 150-200 мм улавливания металлов отделения щепы грохочение и тонкое дробление до кусков не более 25 мм сушки и размола до необходимой тонины.
Качество угольной пыли характеризуется тонкостью помола и влажностью.
Поскольку выход летучих 48% - высокий то помол может быть грубым следственно ниже затраты энергии на пылеприготовление.
Рекомендуемый тип мельниц – мельницы-вентиляторы. 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 10-14 кПа достаточное для преодолевания сопротивления от мельницы до топки [6].
6Выбор схемы пылеприготовления
Схема пылеприготовления определяется в основном типом применяемых мельниц. На современных котлах распространены преимущественно индивидуальные замкнутые системы пылеприготовления.
Для своего проекта выбираю индивидуальную систему пылеприготовления с прямым вдуванием [5].
Газовую сушку осуществляют отбором газов из газоходов котла. Используют смесь газов состоящую из высокотемпературных продуктов сгорания и холодных газов отбираемых за котлом.
Рис 2.1. Индивидуальная система пылеприготовления прямого вдувания с мельницами – вентиляторами и газовой сушкой.
– короб горячего воздуха; 2 – мельница; 3 – присадка холодного воздуха; 4 – питатель сырого топлива; 5 – бункер сырого топлива; 6 – шиберы; 7 – клапан-мигалка; 8 – горелка; 9 – котел; 10 – дутьевой вентилятор; 11 – воздухоподогреватель; 14 – короб вторичного воздуха; 15 – взрывной клапан; 16 – газоход; 17 - смеситель; 18 – устройство нисходящей сушки; 20 – газозаборное окно; 21 – течка возврата топлива; 23 – сепаратор; 24 – коллектор сушильного агента (первичный воздух).
7Выбор числа и производительности мельниц
Число мельниц устанавливаемых на котел определяется их типом системой пылеприготовления и паропроизводительностью.
Производительность котла Dпе = 1072 тч.
Коэффициент запаса к3=1.1
Расчетная производительность одной мельницы:
Вр=к3*ВкZ=1.1*1946=35.6 тч
Выбираю мельницы производительностью 44 тч. В случае остановки одной мельницы пересчитаем суммарную производительность остальных 5 мельниц:
Вк = Z*Врк3=5*441.1=200 тч. Следовательно обеспечивают 100% нагрузку.
Характеристики мельницы-вентилятора [6]
Рабочая ширина лопаток b мм
Окружная скорость ротора U мс
Мощность электродвигателя N кВт
Производительность по сушильному агенту за мельницей Vм.в м3ч
Коэффициент расхода f
Производительность В тч
Частота вращения nэл 1мин
8Выбор тягодутьевых машин
Котел работает при разряжении. Присосы воздуха по тракту котла оказывают большое влияние на работу тягодутьевых устройств увеличивая объем перекачиваемых газов на 30-40% выше теоретических значений.
При движении продуктов сгорания по тракту котла возможны следующие присосы воздуха:
присосы в топке Δαт=0.05
суммарные присосы воздуха в конвективных газоходах первичного и вторичного пароперегревателя переходной зоныводяного экономайзера
присосы воздуха и протечки газов в воздухоподогреватель Δαвп=0.03
присосы в золоуловителях - электрофильтрах
присосы в газоходах за пределами котла на участке между воздухоподогревателем и дымососом
присосы в системе пылеприготовления
Число дутьевых вентиляторов и дымососов выбирается одинаковым и зависит от паропроизводительности котла.
Расчетный расход топлива Вр кгс по которому выбираются дутьевые вентиляторы и дымососы определяется с учетом физической неполноты сгорания твердого топлива q4 %:
Вр= Вк(100- q4)100=53.9(100-1)100=53.4 кгс [6]
8.1Выбор дутьевых вентиляторов
Дутьевой вентилятор подает холодный воздух в воздухоподогреватель забирая его из верхней части котельной или с улицы.
Производительность дутьевого вентилятора:
Vдв= Bp*V0(αт- Δαт- Δαпл.у - Δαвп)(tx+273)273=
=53.4*4.26(1.2-0.05-0.25+0.03)(30+273)273=234.8 м3с
Расчетная производительность вентилятора
Vдвр= 1 Vдв Z=1.1*234.8*3600 2=464.9*103 м3ч
Напор дутьевого вентилятора
Ндвр= 2 Ндв=1.15*4.8=5.52 кПа
За прототип выбираю дутьевой вентилятор ВДН-32Б
Характеристики дутьевого вентилятора [5]
Полное давление р Па
Температура газа t °С
Частота вращения обмин
Потребляемая мощность N кВт
Мощность на валу дутьевого вентилятора:
Ne= Vдвр* Ндвр p=464.9*103 3600*4.91*1030. 87=728.8 кВт
з=1.05 коэффициент запаса необходимый при преодолении инерции при пуске вентилятора.
Ne= Ne* з=1.05*0.7288=0.765 МВт
Объем газов перекачиваемый дымососом немного больше объема воздуха за счет более высокой температуры среды и больших присосов воздуха по газовому тракту.
Объем уходящих газов Vгух :
Vгух= Vг0+1.0161·(aух-1)·V0=5.01+1.0161·(1.31-1)·4.26=5.35 м3с где
aух – коэффициент избытка воздуха в уходящих газах.
aух = aт + Daвп+ Δαкп = 1.2+0.03+0.08=1.31
Vг0=5.01 м3с и V0=4.26 м3с –теоретические объемы газов и воздуха.
0161–коэффициент учитывающий объем водяных паров содержащихся в присасываемом воздухе.
Объем присосов за пределами котла Vприс=(Daзу+Daгх)·V0=(0.1+0.01)*4.26=0.47 м3с
Температуру газов перед дымососом tд :
tд=(Vгух* tух+ Vприс*tв)( Vгу х + Vприс)=
=(5.35*157+0.47*30)(5.35+0.47)=146.7°C.
Объемная производительность дымососа Vдс:
Vдс = Bр ( Vгух + Vприс) ·(tд +273)273=53.4·(5.35+0.47)(146.7+273) 273=477.9 м3с
Расчетную производительность дымососа Vдср принимаем с коэффициентом запаса 1=1.1 вводим поправку на барометрическое давление местности pбар.
Vдср=1 *Vдс*760(z·pбар)=1.1*477.9*760(2·760)=262.8 м3с=946.2*103 м3ч.
Напор дымососа Ндс кПа при уравновешенной тяге должен обеспечить преодоление суммарных сопротивлений трения и местных сопротивлений всех газоходов от котла до дымососа а также сопротивления от дымососа до трубы и самой трубы.
Принимаю Ндс= Нг=3.3 кПа Расчетный напор дымососа Ндср Ндср=Ндс· 2=3.3·1.2=3.96 кПа Коэффициент запаса 2=1.2
За прототип выбираю дымосос ДОД-41
Характеристики дымососа
Задание на проектирование – увеличить полное давление до 3.96 кПа
Ne= Vдср* Ндср p=946.2*3.96(3.6*0. 825)=1261.6 кВт
9.1 Выбор питательного насоса
На блоках с закритическими параметрами пара устанавливают насосы с турбоприводами. Для блока мощностью 300 МВт предусмотрен один насос с турбоприводом на 100% производительности и один с электроприводом и гидромуфтой на 50%.
Расход питательной воды:
Dпв=1.015* D0=1.015*283.6=287.9 кгс
Q=Dпв*1.05*= Dпв*1.05 ρср
Напор насоса Dрпн определяется как разность давлений на стороне нагнетания рн и на стороне всасывания рв:
Для прямоточных котлов:
рн = рпе+D рс + Нк·rср·g.
D рс- суммарное гидравлическое сопротивление:
D рс=рк +D ррпк+D рпвд+D ртр =4+1+0.5*3+0.3=6.8 МПа.
D рк=4 МПа гидравлическое сопротивление прямоточного котла
D ррпк=1 МПа сопротивление регулирующего клапана питания котла
D рпвд=1.5 МПа суммарное гидравлическое сопротивление ПВД
D ртр=0.3 МПа сопротивление трубопроводов от насоса до экономайзера котла
рк= рпе+Dрпп +D рпк=24.7+0.5+2.47=27.67 МПа
рпк=0.1рпе=0.1*24.7=2.47МПа запас по давлению на срабатывание предохранительных клапанов
Dрпп =0.5 МПа потери давления в пароперегревателе
Нк=62 м-высота подъема питательной воды от оси ПН до уровня в трубах котла rср-средняя плотность воды в нагнетательном тракте определяется по средним значениям давления и температуры воды в нагнетательном тракте :
Нк·rср ·g=62*830*9.81=0.505 МПа геодезический напор
рн = рпе+D рс + Нк·rср·g=24.7+6.8+0.505=32 МПа
=>rср=(r1+r2)2=(800+792)2=796 кгм3
Q=Dпв*1.05rср =(287.9 ·1.05796)=0.379м3с=1364.4 м3ч
Расчетное давление во всасывающем патрубке рв складывается из давления в деаэраторе давления столба жидкости от уровня в деаэраторе до оси насоса за вычетом гидравлических сопротивлений в трубопроводе и арматуре:
Нд=(22-25) м высота установки бака деаэратора относительно оси насоса
Нд·r ·g=25*802*9.81=0.2 МПа
рв = рд + Нд·r ·g·10-6 - D рс =0.68+0.2– 0.01=0.87 МПа
рд= 0.7 МПа- берем из расчета тепловой схемы
Dрпн=рн-рв=32-0.87=31.13 МПа
Напор насоса в метрах водного столба:
Н=Dрпн grср =31.13*9.81*796=3987 м
Nн=Q(pн-рв)н=0.379*(32-0.81)0.83=14.24 МВт
Суммарное гидравлическое сопротивление водяного тракта до входа в питательный насос D рс не должно превышать 0.01 МПа
Выбираем питательный насос согласно [5]:
Выбираю питательный насос СВПТ-350-1350 и задаю новый насос на проектирование с учетом увеличения подачи и напора.
Характеристики питательного насоса
Тип и мощность привода NкВт
9.2 Выбор конденсатного насоса
Конденсатные насосы входят в оборудование поставляемое комплектно с турбиной наряду с конденсаторами эжекторами. 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.
Dтп= D0* αтп=283.6 *0.1008 =28.59 кгс
Dк= D0 *αкнв=283.6 *0.5469 =155.1 кгс
Dдв= D0* αдв=283.6 *0.015 =4.25 кгс
Общая подача насосов (из расчета тепловой схемы):
Dкн= Dк +Dдв + Dтп =155.1+4.25+28.59=187.94 кгс
Объемная производительность:
Q=Dкнρ=187.94 998=0.188 м3с=676.8 м3ч
Для блоков с прямоточными котлами применяют двухподъемную схему установки конденсатных насосов. Это вызвано тем что конденсат турбин необходимо пропускать через обессоливающую установку БОУ которая может работать при давлении не более 0.8 МПа. Конденсатные насосы разделяют на 2 ступени:
Насосы первой ступени устанавливают после конденсатора они создают давление достаточное для гидравлического сопротивления БОУ трубопроводов и обеспечения необходимого подпора перед конденсатным насосом второй ступени.
Давление нагнетания насосов первой ступени КНI:
рн = D рбоу +D ртр+D рпод =0.55+0.1+0.15=0.8 МПа
D pтр=0.1 – суммарное гидравлическое сопротивление трубопроводов
D pпод =0.15 МПа – давление всаса на входе КН II
pк=0.0035 МПа - давление в конденсаторе (из расчета тепловой схемы);
D рI= рн - рвс =0.8-0.15=0.65 МПа
Напор выраженный в метрах столба перемещаемой жидкости:
Н=D р (r·g)=0.65·106(1000·981)=66 м.
Nн=Q(pн-рв)н=676.8 *(0.65)0.75=304.76 kВт
Выбираю 2 насоса по 100% производительности берем за прототип насос типа КсВ500-85.
Характеристики конденсатного насоса [5]
Допустимый кавитационный запас м
Давление нагнетания насосов второй ступени КНII:
D ок= D0 α ок =283.6 *0.6967 =197.6 кгс
Q=D ок ρ=197.61000=0.1976 м3с=712.4 м3ч
рн = рд + Нд·r·g·10-6+D рс =0.68+0.2+0.2=1.08 МПа
где рд=0.68 МПа- давление в деаэраторе (из расчета тепловой схемы);
Суммарное сопротивление тракта:
D рс=2D рпнд +D ртр =2·0.05+0.1=0.2 МПа.
D рпнд=0.5 МПа – сопротивление ПНД (на каждый подогреватель)
D ртр=(0.1 – 0.2)=0.1 МПа – суммарное гидравлическое сопротивление трубопроводов
рв= pн7+D pподп=0.057+0.03=0.087 МПа
Nн=Q(pн-рв)н=0.1976 *(1.08-0.087)0.73=268.8 kВт
Тогда напор Dpкн =pн-pв=1.08-0.087=0.993 МПа.
Н=Dpкн (r·g)=0.993·106(1000·9.81)=101 м [6]
За прототип выбираю 2 насоса по 100% производительности типа КсВ500-150.
Характеристики конденсатного насоса
9.3 Выбор циркуляционных насосов
Расход воды по конденсатору рассчитывается по летнему режиму работы при условии обеспечения номинальной электрической мощности.
На блочных станциях устанавливаются 2 циркуляционных насоса по 50% производительности каждый без резерва. Каждый насос работает на свою систему включающую напорный водовод половину конденсатора и сливной водовод.
m= 60 кратность охлаждения
Dов= mDкп =60*0.5219*283.6=60*278.60=8881 кгс
Dовр= 1.2Dов =1.2 *8881=10657.2 кгс
Q= Dовр ρ=10657.21000=10.6572 м3с=38365.9 м3ч
Выбираю 2 циркуляционных насоса ОП5-145
Характеристики циркуляционного насоса [5]
10 Выбор конденсатора
Турбина К-330-240-2 комплектуется конденсатором 300-КСЦ-3; конденсатор однокорпусный двухходовой по воде. Корпус конденсатора из листовой стали сварной. Крепеж трубок в трубных досках достигается вальцовкой их с обеих сторон. Трубки разделены на 2 отдельных пучка каждый из которых имеет самостоятельный подвод и отвод охлаждающей воды т. е. конденсатор двухпоточный.
11Выбор оборудования системы регенеративного подогрева
В регенеративных подогревателях осуществляется подогрев питательной воды и конденсата паром отбираемым из отборов турбины. По месту в тепловой схеме турбоустановки различают регенеративные подогреватели высокого и низкого давления [6].
Подогреватели низкого давления располагаются между конденсатором турбины и питательным насосом. Движение в них происходит под давлением конденсатного насоса.
Исходные данные берем из расчета тепловой схемы:
Средний температурный напор для подогревателя:
Dtср4=(Dtб-Dtм)[ln(DtбDtм)]=
=[(146.8-114.8)-( 146.8-143.8)]ln[(146.8-114.8)( 146.8-143.8)]=12.25 0С
Из уравнения теплового баланса Q= Dок(hв5- hв6)= k ·Fто·Dtср находим количество теплоты передаваемое греющим паром в подогревателе:
Q4 = Dок(hв5- hв6)= 197.5 · (608.25 -483.09)=24.7 МВт
Тогда Fто: Задаемся k=2300 кВт(м2·0С)
F4то= Q4 ( k· Dtср4)= 24.7 *106 (2.3*103·12.25)=876.7 м2
Пересчитаем площадь теплообмена с учетом запаса:
F4расчто=1.1· F4то=1.1· 876.7 =964.37 м2
За прототип выбираю подогреватель ПН-1000-29-7-III.
Dtср3= (Dtб-Dtм)[ln(DtбDtм)]=
=[(117.8-85.5)-(117.8-114.8)]ln[(117.8-85.5)( 117.8-114.8)]=12.33 0С
Q3= Dок(hв6- hв7)= 197.5 · (483.09-359.5)=24.4 МВт
Тогда F3то: Задаемся k=2300 кВт(м2·0С)
F3то= Q3 ( k· Dtср3)= 24.4*106 (2.3*103·12.33)=860 м2
F3расчто=1.1· F3то= 1.1· 1424.882 =946 м2
За прототип выбираю подогреватель ПН-1100-25-6-1.
Dtср1= (Dtб-Dtм)[ln(DtбDtм)]=
=[(58.8-26.7)-( 58.8-55.8)]ln[(58.8-26.7)( 58.8-55.8)]=12.28 0С
Q1= Dок(hв8- hв)= 197.5 · (236.3-112.11)=24.5 МВт
Тогда F1то: Задаемся k=2300 кВт(м2·0С)
F1то= Q1 ( k· Dtср41)= 24.5*106 (2.3*103·12.28)=867 м2
F1расчто=1.1· F1то= 1.1· 1424.882 =954 м2
Выбираю за прототип подогреватель ПНСВ-800-2 за прототип и составляю техническое задание на проектировку нового ПНСВ с учетом увеличения расхода конденсата.
Подогреватели высокого давления располагаются между котельным агрегатом и питательным насосом используют теплоту пара отбираемого из части высокого и среднего давления турбины. Давление питательной воды в них определяется напором развиваемым питательным насосом.
ПВД предназначены для регенеративного подогрева питательной воды за счет охлаждения и конденсации пара. Все три подогревателя поверхностного типа. Для более полного использования теплоты подводимого пара предусматриваются специальные поверхности нагрева для охлаждения пара до параметров близких к состоянию насыщения (охладители перегрева) и для охлаждения конденсата пара (охладители конденсата).
Выбор ПВД производим исходя из данных расчета тепловой схемы определяя площадь теплообмена (по собственно подогревателю).
Dпв=287.86 кгс t н1= 271 0С; hв1=1185.1 кДжкг; tв2=244.78 0С; hв2=1065 кДжкг
Коэффициент теплопередачи примем k=2.3 кВт(м2·0С).
Значение температурного напора при принятых исходных данных равно:
Dtср=(Dtб-Dtм)[ln(DtбDtм)]=
[(271-244.78)-(271-270)]ln[(271-244.78) (271-270)]=7.72 0С
Из уравнения теплового баланса Q= Dпв(hв1- hв2)= k ·Fто·Dtср находим количество теплоты передаваемое греющим паром в подогревателе:
Q1= Dпв(hв1- hв2)= 287.86 · (1185.1 -1065)=34.57 МВт
Fто= Q ( k· Dtср)= 34.57 *103(2.4·7.72)=1865.8 м2
За прототип выбираю по [5] подогреватель ПВ-1800-37-65 с параметрами:
Площадь поверхности теплообмена 1870 м2;
Номинальный массовый расход воды 287.9 кгс;
Расчетный тепловой поток 34.6 МВт;
Максимальная температура 300 0С.
Dпв=287.86 кгс t н2= 245.78 0С; hв2=1065 кДжкг; tв3=2030С; hв3=865.5 кДжкг.
Dtср2=(Dtб-Dtм)[ln(DtбDtм)]=
=[( 245.78 -203)-( 245.78 -244.78)]ln[(245.78 -203)( 245.78 -244.78)]=11.12 0С
Из уравнения теплового баланса Q2= Dпв(hв2- hв3)= k ·Fто·Dtср2 находим количество теплоты передаваемое греющим паром в подогревателе:
Q2= Dпв·(hв2- hв3)= 287.86 · (1065 -865.5 )=57.43 МВт
Fто= Q2 ( k· Dtср2)= 57.43*103 (2.4·11.12)=2151 м2
За прототип выбираю по [5] подогреватель ПВ-1800-37-45 с параметрами:
ПВ-1800-37-45 с параметрами:
Площадь поверхности теплообмена 2151 м2;
Номинальный массовый расход воды 287.86 кгс;
Расчетный тепловой поток 57.5 МВт;
Максимальная температура 3000С.
Dпв=287.86 кгс; t н3= 204 0С; hв3=865.5 кДжкг; tд=163.79 0С; hд’=692.1 кДжкг.
Dtср3=(Dtб-Dtм)[ln(DtбDtм)]=
=[( 204-153.79)-(204-203)]ln[(204-153.79)( 204-203)]=12.57 0С
Q3= Dпв(hв3- hд’)= 287.86 · (865.5-692.1)=49.9 МВт
Fто= Q 3( k· Dtср3)= 49.9*103 (2.4·12.57)=1654 м2
За прототип выбираю подогреватель ПВ-1800-37-20.
Площадь поверхности теплообмена 1564 м2;
Расчетный тепловой поток 49.9 МВт;
12 Выбор деаэратора питательной воды.
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 (в данном случае рд = 0.68 МПа) а также расход питательной воды: Dпв = 287.86 кгс.
Для энергоблока будем использовать деаэратор с колонкой КДП – 1000 .Деаэратор ДП – 1000 повышенного давления струйно-барботажный. Деаэраторы повышенного давления применяются для обработки питательной воды энергетических котлов с начальным давлением пара 10 МПа и выше.
Применение деаэраторов типа ДП на КЭС позволяет при более высокой температуре регенеративного подогрева воды ограничиться в тепловой схеме небольшим количеством последовательно включённых ПВД (не более трёх) что способствует повышению надёжности и удешевлению установки и благоприятно сказывается при эксплуатации ввиду меньшего сброса температуры питательной воды при отключении ПВД.
В струйно-барботажных деаэраторах достигается более глубокая деаэрация воды чем в деаэраторах без барботажных устройств. Подогрев воды и деаэрация газов осуществляется в основном в колонках деаэраторов. Деаэрационный бак предназначен для сбора деаэрационной воды и создания её аварийного запаса не менее чем на 3.5 минуты работы турбоустановки при аварийных ситуациях.
Необходимый массовый запас:
t - запас работы по времени с
t = 210 с (35 минуты)
Vб=287.86*210830=72.8 м3
За прототип выбираем деаэрационный бак типа БДП-100-1 объёмом 73 м3 [5].
КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ
ГЛАВА 3. Расчет подогревателя низкого давления с охладителем пара.
1 Описание подогревателя низкого давления ПН-1000-29-7-III
Подогреватели низкого давления (ПНД) располагаются между конденсатором турбины и питательным насосом. Движение воды в них происходит под давлением конденсатного насоса.
К регенеративным подогревателям электростанций предъявляются высокие требования по надежности и обеспечению заданных параметров подогрева воды – они должны быть герметичными и иметь возможность доступа к отдельным их узлам и очистки поверхностей нагрева от отложений. Для предотвращения вскипания нагреваемой среды и гидравлических ударов в поверхностях нагрева греющего пара должно быть ниже давления воды [1].
Подогреватели низкого давления использующие пар высокого потенциала оснащаются охладителем пара. Пароохладитель выполняется в виде отдельного пучка труб смонтированного в специальном кожухе и размещается в боковой части подогревателя. Греющий пар подводится в нижнюю часть пароохладителя омывает трубы и через окна в верхней части кожуха поступает в зону конденсации. Устранение протечек пара из пароохладителя достигается устройством гидрозатвора в нижней части трубного пучка подогревателя.
Нагреваемая вода (основной конденсат турбины) поступает во входную часть водяной камеры подогревателя проходит внутри U-образных труб и попадает в другую часть водяной камеры (поворотную камеру) отделенную перегородкой от входной и выходной частей. Трубы трубного пучка выполнены из нержавеющей стали диаметром 16х1 мм. В поворотной камере вода меняет направление движения на 180о и пройдя по трубам выходит в выходную часть водяной камеры. Таким образом установка двух перегородок в водяной камере обеспечивает четырехходовое движение нагреваемой воды. Концы U-образных труб закреплены в отверстиях трубной доски установленных между фланцами корпуса и водяной камеры. Внутри водяной камеры кроме перегородок установлены анкерные болты для крепления трубной доски и передачи части массы трубной системы на корпус подогревателя [4].
Для улучшения условий теплообмена в корпусе установлены перегородки обеспечивающие поперечное движение пара. Отвод конденсата греющего пара производится из нижней части корпуса. Из зоны над уровнем конденсата греющего пара через патрубок осуществляется отвод неконденсирующихся газов и воздуха.
Давление греющего пара
Температура насыщения
Энтальпия греющего пара
Давление нагреваемого конденсата
Температура конденсата на входе в подогреватель
Энтальпия конденсата
Недогрев в подогревателе
Температура конденсата на выходе
Энтальпия на выходе из подогревателя
Скорость воды в трубках
Коэффициент заполнения трубной доски
3 Конструкторский расчет подогревателя низкого давления
Поверхность подогревателя включает собственно подогреватель и охладитель пара.
-певерхостный ПНД; 2-смешивающий ПНД; 34-конденсатные насосы;
Рис. 3.1. Схема включения подогревателей низкого давления
3.1 Расчет собственно подогревателя
Уравнение теплового баланса [2].
Расход греющего пара в подогреватель
Количество теплоты передаваемое греющим паром в подогреватель
Требуемая поверхность теплообмена из уравнения теплопередачи
Значение температурного напора
Принимаю коэффициент теплопередачи
Число параллельных труб по ходу воды
Площадь трубной доски
Средняя активная длина труб
Коэффициент использования трубной доски
Уточняю диаметр трубной доски
Тогда средняя активная длина труб
Значение числа Рейнольдса для пленки конденсата на нижней кромке поверхности
удельная теплота парообразования
плотность воды в состоянии насыщения
динамическая вязкость
кинематическая вязкость
Коэффициент теплоотдачи от пара к стенке
Среднее значение температуры конденсата
Число Рейнольдса при этой температуре
режим движения конденсата турбулентный
Средний коэффициент теплоотдачи от стенки труб к конденсату
Коэффициент теплопередачи
3.2 Расчет охладителя пара
расход питательной воды
тепловая нагрузка охладителя пара
Считаю что 15% поверхности трубной доски занята под трубы охладителя пара.
коэффициент заполнения трубной доски
Поверхность занимаемая трубками
Проходное сечение между трубками
По средней температуре пара в охладителе пара находим его удельный объем
Скорость пара в охладителе пара
Принимаю длину труб в охладителе пара
Значение коэффициента теплоотдачи от пара к стенке
Определение коэффициента теплоотдачи от стенки трубы к питательной воде
Средняя температура воды
число Прандтля при этой температуре
Коэффициент теплопередачи от стенки трубы к конденсату
Средний температурный напор в охладителе пара
Поверхность нагрева охладителя пара
Число труб в охладителе пара
Суммарная площадь подогревателя
Согласно[5] выбираю подогреватель ПН-1000-29-7-III.
4 Гидравлический расчет
Участок 1 (входной патрубок основного конденсата)
Принимаю скорость основного конденсата во входном патрубке
давление нагреваемого конденсата
Расчетное значение внутреннего диаметра патрубка
Выбираю стандартное значение
Уточним скорость основного конденсата
Число Рейнольдса для основного конденсата
Для трубок из нержавеющей стали абсолютная шероховатость
Коэффициент сопротивления трения
Длина патрубка (из чертежа)
Коэффициенты местных сопротивлений принимаются в соответствии с таблицей
Суммарный коэффициент сопротивления
Потери давления основного конденсата на первом участке
Участок 2 (обогреваемые паром трубы)
Число Рейнольдса для воды в трубках
Значения коэффициентов местных сопротивлений
Суммарный коэффициент сопротивления на втором участке
Потери давления основного конденсата на втором участке
Участок 3 (выходной патрубок основного конденсата)
Общее гидравлическое сопротивление
5 Расчет на прочность
Корпус подогревателя
Корпус подогревателя изготовлен из стали Ст. 20
Номинальное допустимое напряжение для Ст. 20
Атмосферное давление
для цилиндрических корпусов сваренных из листов
толщиной не более 20 мм
внутренний диаметр корпуса
коэффициент прочности учитывающий ослабление цилиндрических элементов продольным сварным швом или отверстием
Начальная толщина стенки корпуса подверженная внутреннему давлению должна быть не менее определенной по формуле
Наибольший допустимый диаметр неукрепленного отверстия в корпусе
то допустимый диаметр рассчитывается по формуле:
Внутренний диаметр корпуса
Условия применения данной формулы выполнены
то коэффициент z учитывающий ослабление неукрепленным отверстием рассчитывается по формуле:
С учетом конструктивных соображений и сортамента принимаем
ИНДИВИДУАЛЬНОЕ ЗАДАНИЕ
ГЛАВА 4. Сравнение схем включения ПНД в систему регенеративного подогрева
Существует несколько схем включения ПНД в систему регенеративного подогрева. Рассмотрим схему включения ПНД для проектируемого энергоблока.
Рис.4.1 Схема включения регенеративных подогревателей в рассматриваемом энергоблоке.
Система регенеративного подогрева конденсата в группе ПНД состоит из четырех подогревателей: трех поверхностных и одного смешивающего. Применение в схеме смешивающего подогревателя позволяет более полно использовать теплоту греющего пара что повышает тепловую экономичность турбоустановки. Однако применение такого типа подогревателей вносят 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. Схема слива дренажа – каскадная. Дренаж удаляется самотеком в сторону подогревателя более низкого давления а затем в конденсатор турбины.
Рассмотрим 3 схемы включения отвода дренажа из регенеративных подогревателей [4].
-регенеративный подогреватель; 2-дренажный насос
Рис. 4.2 Схема с дренажным насосом у каждого подогревателя и с подачей дренажа в линию основного конденсата за подогревателем.
Эта схема наиболее эффективная в тепловом отношении. Но она дорога и сложна. Для обеспечения наибольшей тепловой экономичности смешивать конденсат из подогревателей и главный конденсат турбин следует при условиях соответствующих наибольшему приближению к обратимому процессу смешения т.е. при наименьшей разности температур. По существу такая схема равноэкономична схеме со смешивающими подогревателями. В ней как и в схеме со смешивающими подогревателями необходимо иметь большое число дренажных насосов. Установка дополнительных насосов работающих на горячей воде существенно усложняет схему и делает ее менее надежной в эксплуатации.
-регенеративный подогреватель; 2-конденсатный насос; 3-конденсат;
-конденсатор; 5-конденсатоотводчик.
Рис.4.3 Каскадная схема отвода дренажа
Каскадная схема отвода дренажа наиболее простая. Дренаж удаляется самотеком в сторону подогревателей более низкого давления а затем в конденсатор турбины но она менее экономичная. Чтобы избежать протекания по дренажным линиям «пролетного» пара устанавливают конденсатоотводчики открывающиеся при росте уровня дренажа в подогревателях. Снижение экономичности каскадной схемы обусловлено необратимостью процесса поскольку дренаж с повышенным потенциалом сливается в теплообменник работающий при низшем потенциале. Отбор пара более низкого давления уменьшается в результате вытеснения дренажем из подогревателей повышенного давления: увеличивается конденсационная выработка электроэнергии и появляется потеря тепла с горячим дренажем отводимым в конденсатор где это тепло отдается охлаждающей воде.
-регенеративный подогреватель; 2-дренажный насос;
-конденсатоотводчик.
Рис. 4.4 Комбинированная схема отвода дренажа
Комбинированная схема отвода дренажа по тепловой экономичности и по сложности выполнения занимает промежуточное положение. Так как давление воды в поверхностном подогревателе для предотвращения вскипания должно быть больше греющего пара оказывается возможным (в отличие от смешивающих подогревателей) прокачивать воду через группу последовательно включенных подогревателей одним насосом ( конденсатным и далее питательным).
Выбор схемы включения ПНД в систему регенеративного подогрева – технико-экономическая задача. Так как каждая схема имеет разную тепловую экономичность но чем она больше тем требует больше затрат.
В представленной выпускной работе бакалавра был произведен расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока с турбоустановкой К-330-240 по результатам которого были определены:
расход пара в голову турбины
все потоки пара и воды в схеме
показатели тепловой экономичности
В соответствии с существующими нормами и правилами был проведен выбор основного и вспомогательного оборудования этого энергоблока а также выполнены необходимые для этого расчеты.
В индивидуальном задании было проведено сравнение схем включения ПНД в систему регенеративного подогрева и сделаны выводы об их эффективности.
Назмеев Ю. Г. Лавыгин В. М. «Теплообменные аппараты ТЭС» Энергоатомиздат 1998
Рихтер Л.А. Елизаров Д.П. Лавыгин В.М. «Вспомогательное оборудование тепловых электростанций»
Энергоатомиздат 1987
Александров А.А. Григорьев Б.Г. «Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара»
Издательство МЭИ 1999
«Тепловые электрические станции» под ред. Лавыгина В.М Седлова А.С. Цанева С.В.
Издательство МЭИ 2005
«Тепловые и атомные электростанции Справочник» под общей редакцией А.В. Клименко и В.М. Зорина
Издательство МЭИ 2003
Л.А Федорович А.П. Рыков «Методика выбора тепломеханического оборудования ТЭС»
Издательский дом МЭИ 2007
В. Я. Рыжкин «Тепловые электрические станции»

К-330-240 моя.dwg

Энергоблок мощьностью
МЭИ. 022.1005.01.02.04.20040398
Конденсаторная группа
Деаэрационная колонка
Задвижка с электроприводом
Расходомерное устройство
Условные обозначения
Предохранительный клапан
Трубопровод питательной воды
Трубопровод пара промперегрева
Пар нерегулируемых отборов
Трубопровод основного конденсата

таблица параметров воды и пара.doc

Таблица 1.1 Параметры воды и пара по элементам тепловой схемы
Пар(конденсат) в подогревателе
Вода за подогревателем