Проект теплоэлектроцентрали мощностью 280 МВт с турбоустановками ПТ-140/165-130/15

Тип работы:
Дипломная
Предмет:
Физика


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Аннотация

Дипломный проект на тему: «Проект теплоэлектроцентрали мощностью 280 МВт с турбоустановками ПТ-140/165−130/15» выполнен студентом группы ТЭС-09 Колосковым Павлом Андреевичем.

Технологическая часть дипломного проекта содержит расчет принципиальной тепловой схемы станции с турбиной ПТ-140/165−130/15, выбор основного и вспомогательного оборудования энергоблока, расчет показателей тепловой экономичности.

Конструкторская часть заключает в себя конструкторский расчет протчоной части, рабочего колеса и профилирование отвода питательного насоса ПЭ-580−185.

В разделе специальная часть произведен расчет по экономичности внедрения ЧРП насоса в систему регулирования подачи питательной воды.

Введение

Производство электрической энергии в России осуществляется в основном тепловыми электрическими станциями — крупными промышленными предприятиями, на которых неупорядоченная форма энергии — тепло — преобразуется в упорядоченную форму — электрический ток. Наибольшее распространение получили тепловые электрические станции ТЭС, на которых используется тепловая энергия, выделяемая при сжигании органического топлива (уголь, газ, нефть и др.). Оборудование электростанции как раз и служит для экономного преобразования химической энергии топлива в электрическую.

Те ТЭС, которые, кроме электроэнергии, в большом количестве отпускают тепло для нужд промышленного производства, отопления зданий и т. д., называются теплоэлектроцентралями (ТЭЦ). Вырабатывать тепло на ТЭЦ исключительно выгодно. Вот почему почти половина электроэнергии в России вырабатывается на ТЭЦ.

Основной задачей дипломной работы является расчет энергоблока с турбиной ПТ-140/165−130/15, выбор основного и вспомогательного оборудования, определение показателей тепловой экономичности; конструкторский расчет рабочего колеса ПЭ-580−185; расчет экономического эффекта от внедрения частотно регулируемого привода (ЧРП) для питательного насоса энергоблока с турбиной ПТ-140/165−130/15.

Одним из источников уменьшения затрат на собственные нужды станции и установки оптимальных режимов подачи воды в барабан котла является внедрение автоматизированных систем подкачки воды с использованием частотных преобразователей. Которые позволяют менять нагрузку насоса при плавных изменении режимов работа энергоблока.

1 Технологическая часть

В данной работе производится расчет тепловой схемы ТЭЦ с турбиной с отопительным и производственным отборами пара, входящей состав Саратовской ТЭЦ мощностью 280 МВТ с двумя турбинами ПТ-140/165−130/15. Схема соответствует типовой схеме, взятой из [1].

Цель расчета тепловой схемы -- определение параметров и значений расходов потоков, проходящих через все элементы схемы (теплообменники различного назначения, включая регенеративные и сетевые подогреватели, насосы, отсеки турбины и т. д.), а также мощности установки и показателей тепловой экономичности. При проектировании новой турбоустановки результаты такого расчета при номинальном режиме необходимы для конструкторских разработок или выбора по каталогам элементов схемы, включая трубопроводы. Если турбоустановка спроектирована, расчеты проводятся для других возможных режимов ее работы, отличных от номинального. Результаты такого расчета необходимы для определения возможности работы всех элементов схемы в диапазоне заданных режимов, показателей тепловой экономичности.

Основу расчета составляют уравнения тепловых и материальных балансов энергоносителей, в первую очередь рабочего тела турбоустановки, а также уравнения для определения давлений потоков в различных точках схемы. Последнее невозможно, если параллельно не проводятся конструкторские разработки элементов; в этом случае используются приближенные зависимости или данные по аналогичным схемам и аппаратам.

1.1 Описание тепловой схемы энергоблока с турбиной ПТ-140/165−130/15

Турбина паровая типа ПТ- 140/165−130/15 конденсационная с регулируемыми отборами пара, производственным и теплофикационным, номинальной мощностью 140 000 кВт или 140 МВт, частотой вращения ротора турбины 50 с-1 или 3000 об/ мин, предназначена для непосредственного привода генератора переменного тока, монтируемого на общем фундаменте с турбиной, и отпуска

пара и тепла для нужд производства и отопления.

Турбина представляет собой одновальный двухцилиндровый агрегат, состоящий из ЦВД и ЦНД.

Свежий пар от котла подается к отдельно стоящей паровой коробке, в которой расположен клапан АСК, откуда по перепускным трубам поступает к регулирующим клапанам ЦВД.

Турбина снабжена системой подачи пара на уплотнения, служащей для исключения присосов воздуха в вакуумную систему через концевые уплотнения цилиндров при наборе вакуума и при работе турбины.

Регенеративная подогревательная установка состоит из трех ПВД, предвключенного деаэратора 6 ат, присоединенного к III отбору пара, и четырёх ПНД; устанавливают, кроме того, подогреватели уплотнений и эжекторов. Пар на ПВД7, ПВД6, ПВД5 и деаэратор отбирается из ЦВД. Промышленный отбор за ЦВД. На ПНД3 и ПНД4 — пар из нерегулируемых отборов ЦНД, на ПНД2 и ПНД1 — из регулируемых теплофикационных отборов.

Турбина рассчитана для работы при следующих номинальных параметрах пара: давление перед стопорным клапаном 12,8 МПа, температура перед стопорным клапаном 555 °C, максимальный расход свежего пара через стопорный клапан 810 т/ч.

Рисунок 1.1 — Принципиальная тепловая схема энергоблока с турбиной ПТ-140/165−130/15

Турбина имеет три регулируемых отбора пара со следующими пределами регулирования абсолютного давления: производственный 1,18ч2,06 МПа, верхний отопительный 0. 09ч0. 25 Мпа, нижний отопительный 0,04ч0,12.

Номинальная величина отборов: для производственного 228,6 т/ч (63,5 кг/с).

Исходные данные для расчета тепловой схемы энергоблока:

Тип турбины: ПТ-140/165−130/15

Номинальный расход пара на турбину: D0 = 691,2 т/час (192 кг/с)

Параметры свежего пара:

перед регулирующим клапаном

давление P0 = 12,8 МПа

температура t0 = 555 єС

Число регенеративных отборов пара: n = 7

Внутренний относительный КПД турбины по отсекам:

зoiЦВД = 89%

зoiЦНД = 90%.

Температура наружного воздуха: tнв = - 5 єС (г. Саратов)

Температура воды, поступающей в конденсатор tов1 = 20єС

На рисунке 1.1 показана принципиальная тепловая схема ТЭЦ с турбиной ПТ-140/165−130/15.

1.2 Определение параметров пара и воды в узлах технологической схемы

По графику 150/70 температуры сетевой воды (при температуре наружного воздуха tнар= - 5С, [2]) определяем температуру прямой tпс= 99С и обратной tос = 35,4С сетевой воды.

Температуры питательной воды после ПСГ1 и ПСГ2 будет равны

tсвПСГ2 = tпс;

tсвПСГ2 = 99С;

tсвПСГ1 (1. 1)

tсвПСГ1=67,2С.

Принимаем недогрев сетевой воды дtос =5С. Тогда температура насыщения пара в сетевых подогревателя

tнПСГ1= tсвПСГ1 +дtос; (1. 2)

tнПСГ2= tсвПСГ2 +дtос; (1. 3)

tнПСГ1 =99+5=104С;

tнПСГ2 =67,2+5=72,5С.

По таблицам воды и водяного пара в состоянии насыщения по tнПСГ1 и tнПСГ2 определяем давление греющего пара в сетевых подогревателях PнПСГ1 =0,117 МПа, PнПСГ2=0,0347 МПа.

Принимая потери давления в трубопроводах ДP = 5%, находим давление в отопительных отборах:

P6 = Pвоо = 0,123 МПа;

P7 = Pноо = 0,036 МПа.

Температура в конденсаторе турбины:

tк = tов + Дt + дt, (1. 4)

где tов = 20 єС — температура охлаждающей воды;

дt = 4 єС — температурный напор конденсатора;

Дt = 8 єС — из табличных данных по типу ходов конденсатора.

tк = 20+4+8= 32 єС.

Давление насыщения в конденсаторе:

Pк = 4,75 кПа.

Потери давления от дросселирования острого пара в стопорных и регулирующих клапанах при их полном открытии:

?p0=p0-p0'=(0,03… 0,05)p0, (1. 5)

где p0 и p0' - соответственно давление острого пара и пара на входе в сопла первой ступени ЦВД.

Принимаем:

?p0=0,04p0=0,04·12,8=0,512 МПа.

Потери давления в перепускных трубах из одного цилиндра турбины в другой

?pпер=0,015pпер.

Для данного режима работы турбины далее строится h-s диаграмма процесса расширения пара в турбине.

Начальные параметры пара p0=12,8 МПа, t0=5550C, h0=3484,7 кДж/кг S0=6,6318 кДж/кг*K, V0=0,0275 м3/кг.

Учитывая потери давления от дросселирования острого пара в стопорных и регулирующих клапанах, давление пара на входе в турбину p0'=p0-Дp0 и h0'=h0, что составляет p0'=12,29МПа, остальные параметры: h0'=3484,7 кДж/кг, S0'=6,6491 кДж/кг*K, V0'=0,029 м3/кг. 3]

Давление пара в отборах турбины:

P1=3,41 МПа;

P2=2,18 МПа;

P3=1,13 МПа;

P4=0,53 МПа;

P5=0,27 МПа;

P6=0,123 МПа;

P7=0,036 МПа.

Располагаемый теплоперепад регулирующей ступени равен 220 кДж/кг.

Помножим на КПД регулируемой ступени и получим действительный теплоперепад.

Дhрс=220*0,75=165 кДж/кг.

Параметры пара:

hрс=3319,7 кДж/кг;

Sрс=6,7308кДж/кг*К;

Трс=458,2 0С;

Vрс=0,051 м3/кг.

Зная р3=1,13 МПа, строим на h-S-диаграмме идеальный процесс расширения рс- 3. Определяем располагаемый теплоперепад, а затем, умножив его на кпд, получаем действительный теплоперепад. Находим пересечение действительного теплоперепада и давления р3. Строим реальный процесс расширения в ЦВД.

Дh3'=448,6 кДж/кг.

КПД составляет з03=0,89.

Таким образом сработанный теплоперепад пара составляет

Дh03= Дh03'*з03; (1. 6)

Дh03=448,6*0,89=399,3 кДж/кг.

Параметры пара:

h3=2920,4 кДж/кг;

S3=6,8284кДж/кг*К;

Т3=242,3 0С;

V3=0,201 м3/кг.

При переходе из ЦВД в ЦНД имеются потери давления в перепускных трубах

p3"=p3-Дpпер., (1. 7)

где 3″ - точка, соответствующая параметрам пара на входе в ЦНД.

Таким образом:

1. p3"=0,985p3=0,985*1,13=1,113 МПа;

2. h3"= h3=2920,4 кДж/кг;

3. S3"=6,8351 кДж/кг*К;

4. V3"=0,204 м3/кг.

Далее пар адиабатно расширяется в ЦНД турбины до давления p7=0,036 МПа, адиабатный теплоперепад составляет:

Дh3"6'=584,4 кДж/кг; КПД составляет з3"6=0,90.

Таким образом сработанный теплоперепад пара составляет

Дi3"6=Дi3"6*з3"6; (1. 8)

Дi3"6=584,4 *0,90=526 кДж/кг.

Параметры пара:

1. H7=2394,4 кДж/кг;

2. S7=7,0150 кДж/кг*К;

3. V7=3,704 м3/кг;

4. T7=73,40C.

Параметры пара поступающего в конденсатор:

1. Pk=4,75;

2. hk=2394,4 кДж/кг;

3. Sk=7,9101 кДж/кг*К;

4. Vk=28,1 м3/кг;

5. Tk=320C.

Потери давления пара в паропроводе от места отбора в турбине до подогревателя принимаются в размере 7% от давления пара в отборе.

Давление в камерах нерегулируемых отборов турбины ПТ-140/165−130−15 принимается согласно заводским данным [1]. Температура питательной воды после ПВД без охладителя перегрева пара принимается меньше температуры насыщения в подогревателе на 20С. Для подогревателей низкого давления недогрев воды принимают равным 40С.

Температуры дренажей ПВД принимается выше температур воды на входе на 80С, температуры дренажей ПНД равны температурам насыщения греющего пара.

Давление за питательным насосом:

рпн=рб+ рб+рст.ж.+ ррпк+ рэк+ Урпвд+рзап, (1. 9)

где рб — давление в барабане котла. Для турбин с р0=130 кгс/см2 рб = 15,9 МПа.

рб — запас на открытие предохранительных клапанов,

рб=8% (рб) = 8% (15,9) = 1,272 МПа;

рст.ж. =gH·10−6, МПа; (1. 10)

где =895,4 м3/кг — плотность воды для tдв;

H = 2835 м — высота подъема жидкости от уровня оси до уровня в барабане. Примем H =33 м.

рст.ж. =895,4·9,81·33·10−6=0,29 МПа;

ррпк = 1. 21.5 МПа — потери давления в регулирующем клапане;

рэк = 0,05 рб = 0,05·15,9=0,795 МПа;

рпвд = 0,20,5 МПа — для одного ПВД, рпвд = 0,3·3=0,9 МПа;

рзап = 1520% от суммы потерь. рзап = 20,543·0,15=3,082 МПа;

рпн = 15,9+1,272+0,257+1,2+0,795+0,9+3,082 = 20,543 МПа.

Принимаем потери давления в ПВД — 0,3 МПа, а потери в ПНД — 0,2 МПа.

Параметры рабочих сред приведены в таблице 1. 1, где приняты следующие обозначения:

Р, t, h — давление, температура и энтальпия пара, МПа, С, кДж/кг;

Рн — давление пара перед подогревателями регенеративной установки, МПа;

tн, hн — температура и энтальпия конденсата при насыщении для давления Рн, соответственно С и кДж/кг;

И — недогрев воды в поверхностных теплообменниках на выходе из встроенного пароохладителя (если есть), С;

Рв, tв, hв — давление, температура и энтальпия воды после регенеративных подогревателей, соответственно МПа, С, кДж/кг.

Таблица 1.1 — Параметры воды и пара

отбора

подогр.

P, МПа

t, єС

h,

КДж/кг

Pнi,

МПа

tнi, єС

hнi,

КДж/кг

И, єС

Pвi,

МПа

tвi, єС

hвi,

КДж/кг

0

12,8

555,0

3484,7

-

-

-

-

-

-

-

0`

12,29

550,0

3484,7

-

-

-

-

-

-

-

1

ПВД7

3,41

367,1

3169,2

3,17

236,9

1022,9

2

20,40

234,9

1016,9

2

ПВД6

2,18

309,6

3063,2

2,03

213,0

911,7

2

20,70

211,0

909,3

3

ПВД5

1,13

235,0

2920,4

1,05

182,0

772,2

2

21,20

180,0

773,7

Д

1,13

235,0

2920,4

0,60

158,8

670,4

-

0,60

158,83

670,4

4

ПНД4

0,53

167,9

2787,8

0,49

151,3

637,8

4

0,80

147,3

620,7

5

ПНД3

0,27

132,0

2675,7

0,25

127,6

536,0

4

1,00

123,6

519,6

6

ПНД2

0,123

106,3

2562,3

0,117

104,0

436,0

4

1,20

100,0

419,9

7

ПНД1

0,036

73,4

2396,4

0,0347

72,5

303,5

4

1,40

68,5

287,8

К

0,475

32,0

2396,4

-

32,0

134,1

-

32,0

134,1

Процесс работы пара в турбине приведен на рисунке 1.2.

Рисунок 1. 2-h-S-диаграмма процесса расширения пара в турбине ПТ-140/165−130/15.

1.3 Тепловые и материальные балансы теплообменного оборудования тепловой схемы

1.3.1 Расчет сетевого подогревателя

Расход сетевой воды:

, (1. 11)

где Qто=139,5 МВт — отопительная нагрузка.

Gсв=524,042 кг/с

Примем то=0,995-коэффициент, учитывающий рассеивание теплоты в теплообменниках.

Тепловой баланс сетевого подогревателя № 2:

DПСГ2(hп6 -hкПСГ2)·0,995=GCB (hсв. выхПСГ2 — hсв. вхПСГ2); (1. 12)

DПСГ2=, кг/с; (1. 13)

DПСГ2 =33,067 кг/с;

Тепловой баланс сетевого подогревателя № 1:

DПСГ1(hп7 -hкПСГ1)·0,995=GCB (hсв. выхПСГ1 — hсв. вхПСГ1); (1. 14)

DПСГ1=; (1. 15)

DПСГ1 =33,444 кг/с;

Параметры рабочих сред приведены в таблице 1. 2

Таблица 1.2 — Параметры пара и воды сетевой подогревательной установки

Наименование

Параметр

ПСГ1

ПСГ2

Греющий пар

Давление в отборе, р, МПа

0,036

0,123

Температура, t, 0С

73,4

106,3

Энтальпия пара h, кДж/кг

2396,4

2562,3

Конденсат

Температура насыщения, tнсп, 0С

72,5

104,0

Энтальпия пара при насыщении, hнсп, кДж/кг

303,5

436,0

Давление насыщения, pнсп, МПа

0,0347

0,117

Сетевая вода

Температура на входе, tвх, 0С

35,4

67,2

Температура на выходе, tвых, 0С

67,2

99,0

Энтальпия на входе, hсв. вх, кДж/кг

149,5

282,2

Энтальпия на выходе, hсв. вых, кДж/кг

282,4

415,7

Недогрев, 0С

5,0

5,0

Давление сетевой воды, МПа

1,4

1,2

1.3.2 Подогревательная установка высокого давления

Задачей данного пункта является составление материального и теплового балансов подогревательных и деаэрирующих устройств с нахождением расходов греющей и нагреваемой сред.

Тепловой расчёт регенеративных подогревателей, имеющих в одном корпусе пароохладитель (ОП), собственно подогреватель (СП) и охладитель дренажа (ОД).

ПВД7:

На рисунке 1.3 показана схема подогревателя высокого давления ПВД7, тепловой баланс которого записывается в следующем виде:

D1[(h1- hдр1)]·= Dпв (hпв1- hпв2); (1. 16)

D1=. (1. 17)

где Dпв= Dпг+ Dпр — расход питательной воды с учётом утечек и непрерывной продувки 1,5%.

Dпг=D0+ Dут

Dут=1,5%* D0=0,015*192=2,88 кг/с.

Dпг=192+2,88= 194,88

Dпр=1,5%* Dпг =0,015*192=2,923 кг/с.

Dпв=194,88+2,88=197,803 кг/с.

tдр1= tпв2+8=2190C, hдр1=939,1 кДж/кг

D1==9,592 кг/с.

Рисунок 1.3 — Схема к расчёту регенеративного подогревателя с охладителями пара и дренажа ПВД7

ПВД6

Тепловой баланс ПВД6, схема которого представлена на рисунке 1. 4, записывается в виде:

[D2(h2- hдр2)+ D1(hдр1- hдр2)]·= Dпв (hпв2- hпв3) (1. 18)

tдр2=tпв2+8=1880C, hдр2=798,6 кДж/кг

D2= (1. 19)

D2==7,463 кг/с

Рисунок 1.4 — Схема к расчёту регенеративного подогревателя с охладителями пара и дренажа ПВД6

ПВД5

Подогреватель ПВД5 рассчитывается с учётом нагрева воды в питательном насосе. Схема ПВД5 представлена на рисунке 1.5.

Тепловой баланс ПВД5 записывается в виде:

[D3(h3- hдр3)+(D1+ D2)(hдр2- hдр3)]·= Dпв (hв3- hпн) (1. 20)

D3= (1. 21)

где hпн=hвд+, кДж/кг — энтальпия питательной воды на входе в подогреватель.

(1. 22)

vср — удельный объём воды, м3/кг;

Рн — давление воды в нагнетательном патрубке насоса, МПа;

Рв — давление воды на всасывающем патрубке насоса, МПа;

нi — коэффициент полезного действия насоса.

hпн=670,4+28,579=699,0 кДж/кг

D3==6,135 кг/с

Рисунок 1.5 — Схема к расчёту регенеративного подогревателя с охладителями пара и дренажа ПВД5

1.3.3 Расчет расширителя непрерывной продувки

Паровая нагрузка парогенератора определяется с учётом потерь на продувку и протечек через уплотнения.

Величину расхода котловой воды на непрерывную продувку принимаем 1,5% от расхода питательной воды, то есть

Dпр=1,5%* Dпг =0,015*19 488=2,923кг/с.

Уравнение материального и теплового баланса расширителя непрерывной продувки:

Dпр = D"пр+ D’пр (1. 23)

Dпр·hпр= Dпр" hпр" + Dпр’hпр', (1. 24)

где hпр=1647,9 кДж/кг — энтальпия продувочной воды;

hпр' =670,5 кДж/кг, hпр"=2756,4 кДж/кг — энтальпии конденсата и пара соответственно в расширителе непрерывной продувки.

Таблица 1.3 — Параметры пара и воды в расширителе

Расширитель

Вода в расширитель

Пар из расширителя

Вода из расширителя

PпрМП

tпр,

С

hпр, кДж/кг

Pпр, МПа

tпр,

С

hпр", кДж/кг

Pпр, МПа

tпр,

С

hпр', кДж/кг

I

P1

15,9

346,8

1647,9

0,60

158,8

2756,4

0,60

158,8

670,4

P2

0,60

158,8

670,4

0. 12

104. 8

2683. 06

0. 12

104. 8

439. 30

Решая систему из уравнений и, получаем:

D`пр1=1,553 кг/с

D`пр2=1,37 кг/с

Пар из расширителя РI поступает в деаэратор питательной воды (ДПВ), а продувочная вода — в расширитель РII. Расход пара из расширителя РII

; (1. 25)

кг/с.

Расход продувочной воды выходящей из расширителя РII

D`пр2=D`пр1-D``пр2; (1. 26)

D`пр2=1,553−0,159=1,394 кг/с.

Пар из расширителя РII поступает в деаэратор добавочной воды (ДДВ), а продувочная вода — в охладитель продувки ОП, где подогревает воду для водоподготовки.

1.3.4 Деаэратор питательной воды

Искомыми величинами при расчёте деаэратора являются расход пара в деаэратор Dд и расход основного конденсата на входе в деаэратор Dок.

Материальный баланс деаэратора питательной воды:

Dок+(D1+ D2+ D3)+ Dд+ D``пр+ Dшт = Gпв + Dвып, (1. 27)

где Dшт=0,0012*D0=0,23 кг/с — расход пара из уплотнений штоков клапанов;

Выпар из деаэратора

Dвып= Dоу +Dоэ+Dупл, (1. 28)

Dоу=0,0009*D0;

Dоэ=0,003*D0;

Dупл=0,003*D0;

Dвып=(0,003+0,003+0,0009)* D0=1,325 кг/с.

Уравнение теплового баланса:

Dокhв4+(D1+D2+D3)hвдр3+ Dдh3+ D``пр h``пр + Dшт hшт =(Gпвh`д+Dвыпh``д), (1. 29)

где h`д =670,4 кДж/кг и h``д = 2756,4 кДж/кг- энтальпия воды и пара в деаэраторе

Рисунок 1.7 — Схема к расчёту деаэратора питательной воды

Решая систему уравнений (1,27 и 1,29), получим:

Dд=3,219 кг/с;

Dок=171,119 кг/с.

1.3.5 Подогревательная установка низкого давления

Задачей данного пункта является составление материального и теплового балансов подогревательных и деаэрирующих устройств с нахождением расходов греющей и нагреваемой сред, а также определение количества добавочной воды.

Расчёт группы ПНД заключается в совместном решении тепловых и материальных балансов теплообменников.

ПНД4

Рисунок 1.8 — Схема к расчёту регенеративного подогревателя ПНД4

Тепловой баланс ПНД4:

D4(h4- hдр4)*зто= Dок (hв4- hв3) (1. 30)

Точка смешения СМ3

Dок= Dок3+(D4+ D5) (1. 31)

Dок* hсм3 = Dок3* hв3+(D4+ D5)* hдр3 (1. 32)

D4 hдр4

Рисунок 1.9 — Схема к расчёту регенеративного подогревателя ПНД3

Тепловой баланс ПНД3:

Dок3 (hв3- hсм2) = (D5(h5- hдр3)+ D4(hдр4- hдр3))* то (1. 33)

Смеситель 2

Точка смешения СМ2

Dок3=Dок2+ D6+ DПСГ1+ Dкв; (1. 34)

Dок3* hсм2 =Dок2* hв2+ D6* hдр2+ DПСГ1* hПСГ1 + Dкв* hвдкв. (1. 35)

Рисунок 1. 10 — Схема к расчёту регенеративного подогревателя ПНД2

Уравнение теплового баланса для ПНД2:

D6(h6- hдр2)·то= Dок2 (hв2 — hсм1). (1. 36)

Точка смешения СМ1

Dок2=Dок1+ DПСГ2; (1. 37)

Dок2* hсм1=Dок1* hв1+ DПСГ2* hПСГ2. (1. 38)

Рисунок 1.1 — Схема к расчёту регенеративного подогревателя ПНД1

D7(h7- hдр1)·то= Dок1 (hв1 — hвпу). (1. 39)

Решив систему уравнений (1,30−1,39) получаем следующие значения:

D4=7,965кг/с;

D5=7,981 кг/с;

D6=0,513 кг/с;

D7=0,219 кг/с;

Dок1=12,495 кг/с;

Dок2=42,562кг/с;

Dок3=155,173кг/с;

hсм1=395,358кДж/кг;

hсм2=404,324кДж/кг;

hсм3=521,128кДж/кг.

1.3.6 Деаэратор добавочной воды

Для подогрева и деаэрации добавочной воды и обратного конденсата используется пар из отбора турбины.

Схема потоков воды и пара в деаэраторе добавочной воды показана на рисунке 1.4.

Рисунок 1. 12 — Схема потоков в деаэраторе добавочной воды

Материальный баланс деаэратора обратного конденсата и добавочной воды ДДВ:

Dкв=Dпов+Dов+Dок+Dдкв+D``пр2, (1. 40)

где Dпов — расход греющего пара на подогреватель химически очищенной воды ПОВ, кг/с;

Dов — расход химически очищенной воды, кг/с;

Dок — расход обратного конденсата, возвращенного потребителем, кг/с;

Dдкв — расход греющего пара на ДДВ, кг/с.

Возврат конденсата от производственных потребителей принимаем 40%

Dок=0,4 Dп; (1. 41)

Dок=0,463,5=25,4 кг/с.

Расход химически очищенной воды

Dов=Dп-Dок+D`пр2+Dут; (1. 42)

Dов =(63,5−25,4)+1,394+2,88=43,374 кг/с.

Принимаем: температура добавочной воды 10 С (hдв=41,868 кДж/кг), температура конденсата возвращённого производственным потребителем 80С (hок=334 кДж/кг), температура добавочной воды на входе в химическую очистку 30 С (hв. пов1=125,604 кДж/кг).

Тепловой расчёт охладителя продувки сводится к определению энтальпий добавочной воды hв. оп и продувочной воды h`пр2д после охладителя, связанных между собой соотношением

h`пр2д-hв. оп=оп, (1. 43)

где оп — разность энтальпий охлаждённой продувочной и нагретой добавочной воды, которую принимаем равной 40 кДж/кг.

Тепловой баланс охладителя продувочной воды ОП:

D`пр2(h`пр2-h`пр2д)=1. 35Dов (hв. оп-hдв)1/зп, (1. 44)

где 1. 35 — коэффициент учитывающий потери воды при химочистке (35%),

тогда подставляя в, энтальпия охлаждённой продувочной воды:

; (1. 45)

h’пр2д= = 90,368 к

Энтальпия добавочной воды после охладителя продувки:

hв. оп=90,368−40=50,368 кДж/кг.

Отсюда расход пара на подогреватель очищенной воды ПОВ

; (1. 46)

.

Подставляя значения получим:

Dкв=5,832+42,374 +25,4 +Dд. кв+0,159. (1. 47)

Тепловой баланс деаэратора химически очищенной воды:

Dквhв. дкв1/зп=Dдквh6+Dповh`н6+Dокhок+Dовhв6+D``пр2h``пр2. (1. 47')

Отсюда:

Dкв439. 31. 002=Dдкв2562,3+5,832 436,0+25,4 334 +

+42,374 401,4+0,159 2683,06.

Решая систему (1. 47−1. 47') уравнений, получим:

Dд. кв=1,889кг/с;

Dкв = 75,654 кг/с.

1.3.7 Баланс пара и воды

Паровой баланс турбины представляет собой сравнение потоков пара, входящих в конденсатор Dп. к и конденсата, выходящего из конденсатора Dв.к.

Поток конденсата выходящий из конденсатора:

Dв. к= Dок1-Dвып -D7; (1. 48)

Dв. к=12,495−1,325−0,219=10,951 кг/с.

Поток пара входящий в конденсатор

Dп. к=D0-Di-DПСГ1- DПСГ2-Dд-Dшт-Dпов-Dдкв-Dпроизвод; (1. 49)

Dп. к=192-(9,592+7,463+6,135+7,965+7,981+0,513+0,219)-33,444−33,067- 3,219−0,23−5,832−1,889−63,5=10,95 кг/с.

(1. 50)

1.4 Энергетический баланс турбоагрегата

Таблица 1.4 Баланс мощностей

Отсеки

Пропуск пара через отсек

Числовое значение Dij

Теплоперепад Hij

Мощность

Dij *Hij

0−1

D0- D шт

191,77

315,5

60,503

1−2

D01- D1

182,178

106

19,311

2−3

D12- D2

174,715

142,8

24,949

3−4

D23- D3

101,861

132,6

13,507

4−5

D34- D4

93,896

112,1

10,526

5−6

D45- D5

85,915

113,4

9,743

6−7

D 56- D6

44,613

165,9

7,401

7-к

D 67- D7

10,95

0

0,000

Dij ·Hij

145,94

Расчетная электрическая мощность:

Wэл. рас. =(Dij *Hij/1000)* зм* зг; (1. 51)

где зм = 0,98;

зг = 0,98.

Wэл. рас= 140,161 МВт.

Д = (Wэл.- Wэл. рас.)/ Wэл. ·100% = 0,115% (1. 52)

1.5 Определение показателей тепловой экономичности энергоблока с турбиной ПТ-140/165−130/15

Расчёт показателей тепловой экономичности ТЭЦ сводится к определению коэффициентов полезного действия по выработке электрической и тепловой энергии.

1.5.1 Энергетические показатели турбоустановки

Полный расход тепла на турбоустановку

Qту=D0(h0-hв1); (1. 53)

Qту=192(3484,7−1016,9)=473,8 МВт.

Расход тепла на производственные потребители

Qп=Dпhп-Dокhок-(Dп-Dок)hвоп; (1. 54)

Qп=63,5*2920,4−25,4*334-(63,5−25,4)46,655=175,2 МВт.

Расход тепла на отопление

Q0т=139,5 МВт.

Общий расход тепла на внешних потребителей

Qпт=Qп+Qт; (1. 55)

Qпт=175,2+139,5=314,8 МВт.

Расход тепла на турбоустановку по производству электроэнергии

Qэту=Qту-D``пр1(h``пр1-hпв)-D``пр2(h``пр2-hпв)-(Dут+D`пр2)(hпв-hвоп)-Qпт (1. 56)

где hпв=hв1 — энтальпия питательной воды, кДж/кг.

Qэту = 473,8-[1,37(2756. 4−1016,9)+, 0159(2683. 06−1016,9)+

+(2,88+1,374)(1016,9−46,655)]10−3-314,8 = 159,1 МВт.

Коэффициент полезного действия по производству электроэнергии

эту = Wэ/Qэту; (1. 57)

эту = 140,161/159,1 = 0,88.

Удельный расход тепла на производство электроэнергии

qэту = 3600/эту; (1. 58)

qэту = 3600/0,88 = 4090,9 кДж/(кВтч).

1.5.2 Энергетические показатели ТЭЦ

Тепловая нагрузка парогенераторной установки

Qп г= Dпг (hпг-hпв) + Dпр (hпр-hпв), (1. 59)

где hпг=3592,8 кДж/кг — энтальпия пара в парогенераторе (при Рпг=15,9 МПа, tпг=555С); [1]

Qпг=194,88(3592,8 -1016,9) +2,923(1647,9−1016,9)=503,8 МВт.

Коэффициент полезного действия трубопроводов:

тр=Qту/Qпг; (1. 60)

тр=473,8 /503,8 =0,94.

Коэффициент полезного действия ТЭЦ по производству электроэнергии:

эс=этутрпг, (1. 61)

где пг=0. 92- КПД парогенератора;

эс=0,880,940. 92=0,76.

Коэффициент полезного действия ТЭЦ по производству и отпуску тепла на отопление:

тс=ттрпг; (1. 62)

тс=0. 9950,940. 92=0,86.

Общий расход условного топлива энергетическими котлами:

, (1. 63)

где Qнр=29 307.6 кДж/кг — теплота сгорания условного топлива;

кг у.т. /с.

Коэффициент ценности тепла, отпускаемого из 3-го отбора

Кц3 =, (1. 64)

где hк=2156 кДж/кг — энтальпия пара в конденсаторе при фактической электрической мощности турбоагрегата, но при условии работы его в конденсационном режиме;

Кц3 =0,678.

Коэффициент ценности 6-ого отбора:

Кц6=; (1. 65)

Кц6 =0,395.

Коэффициент ценности 7-ого отбора:

Кц7=; (1. 66)

Кц7 =0,243.

Увеличение расхода тепла на производство электрической энергии при отсутствии отпуска тепла внешним потребителям из 3-го отбора:

dQэ3= Qп (1- Кц3) (1. 67)

dQэ3=245,3(1−0,678)=78,987 МВт

Увеличение расхода тепла на производство электрической энергии при отсутствии отпуска тепла внешним потребителям из 6-го отбора:

dQэ6= Qвоо (1- Кц6) (1. 68)

dQэ6=69,96(1−0,395)=42,326 МВт

Увеличение расхода тепла на производство электрической энергии при отсутствии отпуска тепла внешним потребителям из 7-го отбора:

dQэ7= Qноо (1- Кц7) (1. 69)

dQэ7=69,64(1−0,243)=52,717 МВт

Суммарное увеличение расхода тепла на производство электрической энергии при отсутствии отпуска тепла внешним потребителям

dQэту= dQэ3+dQэ6+ dQэ7; (1. 70)

dQэту=78,987+42,326+52,717=174,03 МВт

Коэффициент отнесения затрат топлива энергетическими котлами на производство электрической энергии

Кэ= (1. 71)

Кэ ==0,413

Расход условного топлива на выработку электроэнергии:

Втэ=Вт·Кэ (1. 72)

Втэ =18,685·0,413 = 7,717 кг у.т. /с (27,781 т у.т. /ч)

Расход условного топлива на выработку тепловой энергии:

Втт=Вт-Втэ (1. 73)

Втт =18,685−7,717 = 10,968 кг у.т. /с (39,485 т у.т. /ч)

Удельный расход условного топлива на производство электроэнергии:

(1. 74)

= 198,21

Удельный расход условного топлива на производство и отпуск тепловой энергии:

, (1. 75)

== 125,4

Вывод к разделу 1

В первой части данной работы была рассчитана тепловая схема энергоблока с турбиной ПТ-140/165−130/15, определены: расход пара на турбину D0 = 192 кг/с и энергетические показатели турбоустановки и энергоблока: коэффициент полезного действия турбоустановки по производству электрической энергии зтуэ = 0,88, коэффициенты полезного действия ТЭЦ по производству электроэнергии и тепла соответственно зcэ = 0,76 и зcт = 0,86 удельные расходы условного топлива на производство электроэнергии и тепла соответственно bэу = 198,21 г/кВт*ч и bту = 125,4 г/кВт*ч.

2. Выбор основного и вспомогательного оборудования

В данном разделе рассмотрен выбор основного, вспомогательного и насосного оборудования. Правильный выбор оборудования — важный этап в проектировании электростанции, способствующий надежному и экономичному энергоснабжению потребителей.

К основному оборудованию тепловой электростанции относятся паровые котлы, турбины, генераторы. К вспомогательному оборудованию относятся регенеративные подогреватели (высокого и низкого давления, деаэраторы питательной и добавочной воды), конденсаторы, насосное оборудование.

2.1 Выбор основного оборудования

2.1.1 Выбор парогенератора

Парогенератор выбирается по максимальному расходу пара на турбину с учетом потерь на продувку и потерь при транспортировке пара в паропроводе, а так же по давлению свежего пара. Для энергоблока с турбиной ПТ--140/165−130/15 с максимальным пропуском пара на турбину 194,88 кг/с = 701,6 т/ч с учётом потерь на продувку и все возможные утечки, необходимо выбрать два паровых котла производительностью 420 т/ч с параметрами свежего пара на выходе Р=12,8 МПа и t=555,5 С. Таким параметрам соответствует парогенератор типа Е-420−140ГМ (ТГМ-84Б) [4]. Данный выбор обусловлен прежде всего надежностью работы основного оборудования станции.

2.1.2 Выбор электрогенератора

Турбины ТЭС комплектуются с электрическими генераторами: каждой турбине соответствует свой генератор. Для турбины ПТ-140/165−130/15 необходимо выбрать турбогенератор типа ТВВ-165 с косвенным охлаждением статора и непосредственным охлаждением ротора водородом. [4]. Параметры турбогенератора:

частота вращения n=3000 об/мин,

полная мощность S=194 МВА,

коэффициент полезного действия =98,8%.

2.2 Выбор вспомогательного оборудования

2.2.1 Выбор подогревателей высокого давления

Для ступенчатого подогрева конденсата и питательной воды служат регенеративные подогреватели. Пар из отборов турбины подается в подогреватели с отборов турбины, в связи с этим по давлению отбора различают подогреватели высокого и низкого давления (ПВД и ПНД). Выбор теплообменников заключается в расчете поверхности нагрева для определения марки подогревателя. ПВД и ПНД поверхностного типа, деаэраторы повышенного и атмосферного давления, смешивающего типа.

Расчет достаточно провести для одного подогревателя, имеющего наибольший расход пара, в данном случае это ПВД 7.

Поверхность нагрева определяется по формуле: [5]

F=; (2. 1)

где Q — тепловая мощность подогревателя (кВт);

k — коэффициент теплопередачи;

t — средний логарифмический температурный напор.

Расчет осуществим, разбивая подогреватель на три части: охладитель пара, собственно подогреватель и охладитель дренажа. Таким образом, получим следующие формулы:

— для охладителя пара (ОП):

Qоп=Dп3·(hп3-h``3) (2. 2)

где Dп3=9,592 кг/с- расход отборного пара на подогреватель;

hп3=3169,2 кДж/кг — энтальпия отборного пара перед подогревателем;

h"3 =2801,5 кДж/кг — энтальпия насыщения отборного пара.

Qоп = 9,592·(3169,2−2801,5) = 3526,9 кВт;

— для собственно подогревателя (СП):

Qсп=Dп3·(h"др3-h'др3) (2. 3)

где h’др3=1042,6 кДж/кг-энтальпия насыщения воды при давлении в отборе.

Qсп=9,592·(2801,5−1042,6)=16 871,4 кВт;

— для охладителя дренажа (ОД):

Qод=Dп3·(h'др3-h'од3) (2. 4)

где h’од3=1022,9 кДж/кг — энтальпия конденсата греющего пара после ОД ПВД 7;

Qод= 9,592·(1042,6 — 1022,9)= 189,0 кВт.

Тепловая мощность всего подогревателя:

Qп3= Qоп+ Qсп+ Qод (2. 5)

Qп3 =3526,9+16 871,4+189,0= 20 587,3 кВт.

Средний логарифмический температурный напор определяется по формуле:

tср= (2. 6)

где tб — наибольший перепад температур между греющей и нагреваемой средой;

tм — наименьший перепад температур между греющей и нагреваемой средой; м

График нагрева воды показан на рисунке 2. 1:

Рисунок 2. 1- График нагрева питательной воды в ПВД 5.

а) для охладителя пара (ОП):

tб=tп3-tв.п.3 (2. 7)

где tп3 = 367,1 °С — температура греющего пара;

tв. п3= 234,9 °С — температура питательной воды после подогревателя;

tм=tпо3-tв. сп.3 (2. 8)

где tП03=236,9 °С — температура греющего пара за пароохладителем;

tв. сп3= tв. п3-Дtоп=234,9−5=229,9 °С — температура питательной воды перед пароохладителем;

Таким образом, по формулам (2. 7) и (2. 8) определяем:

tб= 367,1−234,9=132,2 °С,

tм =236,9−229,9=7°С.

Определяем температурный напор: tср==42,6 °С.

б) для охладителя дренажа:

tб=t`H3-tв. од.3 (2. 9)

где tв. од.3 = 216 °C — температура воды после охладителя дренажа;

t`H3= 236,9 °С — температура насыщения при давлении в подогревателе;

tб=236,9−216=20,9°С.

tм =од=8 °С

где од=8 °С — недоохлаждение конденсата греющего пара в подогревателе.

Определяем температурный напор в охладителе дренажа:

t одср==13,4 °С.

в) для собственно подогревателя:

tб= 20,9 0C,

tм=7 0С

Определяем температурный напор для собственно подогревателя:

=12,70С

Определяем поверхности нагрева подогревателя по формуле (2. 1), задаваясь значениями коэффициентов теплопередачи: kод=1,5 кВт/м2·°С; koп=1.4 кВт/м2·°С; kcп=2,5кВт/м2·°С.

Fоп==59,136 м²

Fсп==531,036 м²

Fод==9,380 м²

Общая поверхность теплообмена подогревателя составляет:

Fпвд=Fоп + Fсп+ Fод (2. 10)

Fпвд =59,136+531,036+9,380=599,552 м²

Так как тепловая мощность 7 ПВД больше, чем остальных ПВД, принимаем группу ПВД с одинаковой поверхностью из стандартных теплообменников. Также необходимо учитывать давление в отборе, расход и давление питательной воды. По данным параметрам соответствует следующая группа ПВД:

ПВД 5: ПВ-800−230−14;

ПВД 6: ПВ-800−230−21;

ПВД 7: ПВ-800−230−32. 4]

Все эти ПВД с суммарной площадью поверхности F = 800 м², предельным давлением воды в трубной системе 230 кгс/см2 и номинальным расходом воды: 236,1 кг/с.

2.2.2 Выбор подогревателей низкого давления

Выбор ПНД производится без разбиения его поверхности на три части. Расчет будем производить для ПНД 4.

Тепловая мощность подогревателя:

Qпнд4= D4·(hп4-hдр4) (2. 11)

Qпнд4 = 7,965·(2787,8−637,8) = 17 124,8 кВт.

Средний логарифмический температурный напор составит:

tб=tп4-tв4 = 167,9−147,3= 20,6 °С

tм=tдр4-tв3 = 127,6−123,6 = 4 °С

=10,1°С

Принимая коэффициент теплопередачи к = 5,1 кВт/м2·°С, получим:

F= =332,456 м²;

Выбираем группу ПНД [4]:

ПНД № 1: ПН-350−16−7-I;

ПНД № 2: ПН-350−16−17-II;

ПНД № 3: ПН-400−26−7-II;

ПНД № 4: ПН-400−26−8-V.

Эти ПНД с площадью поверхности теплообмена F = 350 и 400 м², с номинальным массовым расходом воды 159,7 и 208,3 кг/с.

2.2.3 Выбор деаэратора питательной воды

Выбираем деаэратор для деаэрации питательной воды следующего типа: ДП-1000 с номинальной производительностью 277,8 кг/с или 1000 т/ч. Давление в деаэраторе 0. 59 МПа. Колонка деаэратора присоединена к аккумуляторному баку деаэратора емкостью 120 м³, для запаса воды в аварийных ситуациях с обеспечением работы котлов на время 5 минут при блочной компоновке. [4]

2.2.4 Выбор деаэратора добавочной воды

С учетом максимального невозврата конденсата выбираем деаэратор для деаэрации добавочной воды типа ДА-300 с номинальной производительностью 83,3 кг/с или 300т/ч. Давление в деаэраторе 0,12 МПа. К колонке деаэратора присоединен аккумуляторный бак деаэратора емкостью 100 м³. [4]

2.2.5 Выбор конденсатора

Конденсатор выбирают по максимальному расходу пара в конденсатор, температурам охлаждающей воды, по которым определяются давление в конденсаторе, расходу охлаждающей воды. Поверхность охлаждения конденсатора определяется по формуле:

FK= (2. 12)

Dкмакс =0. 6· D0 =0,6·192=115,2 — максимальный расход конденсата через конденсатор;

hпк, hвк — энтальпия отработавшего пара и конденсата, кДж/кг;

k — коэффициент теплопередачи, принимаем k = 6,00 кВт/ м2·°С;

tcp — среднелогарифмическая разность температур между паром и водой,°С

tср==7,3 °С (2. 13)

FK==5950,16 м²

Выбираем конденсатор типа К2−6000−1 с поверхностью охлаждения F = 6000 м², и расходом охлаждающей воды равный 12 400 м3/ч. 4]

2.2.6 Выбор сетевых подогревателей

Сетевые подогреватели выбираются по необходимой площади поверхности нагрева, а также по давлению греющего пара и сетевой воды и по максимальному расходу пара на подогреватель. [4]

Тепловая нагрузка сетевого подогревателя 1 (ПСГ1) Qт = 69,75 МВт

Определим среднелогарифмический температурный напор в подогревателе:

Дtб = t`сп — tв. ос, (2. 14)

Дtм = ?сп, (2. 15)

Принимаем коэффициент теплопередачи для сетевого подогревателя равным k = 3.5 кВт/(м2·°C).

Поверхность теплообмена для сетевого подогревателя определяем по формуле:

(2. 16)

F =

В соответствии с полученными данными по справочнику выбираем два сетевых подогревателя, которые устанавливаются последовательно типоразмера ПСГ-1300−3-8−7-I. Основные характеристики: площадь поверхности теплообмена 1300 м². 4]

2.3 Выбор насосного оборудования

2.3.1 Выбор питательных насосов

Выбор питательного насоса осуществляется из условия обеспечения парогенератора питательной водой, максимальное потребление которой определяется максимальным расходом ее на парогенератор с запасом 58%.

Для барабанных парогенераторов давление в питательном патрубке насоса, необходимое для подачи питательной воды равно: Рн = 20,543 МПа;

Давление во всасывающем патрубке насоса равно: Рв = 0. 795 МПа.

Повышение давления воды, которое будет создавать насос, МПа: [6]

рпн=(Рн-Рв)· (2. 17)

где = (1. 051. 1) — коэффициент запаса по давлению.

рпн = (20,543−0,795)·1. 05 = 20,74 МПа.

Давление в нагнетательном патрубке с учетом коэффициента запаса рк:

рк = 1. 05·рпн = 21,78 МПа.

С учетом запаса воды: Dпв. mах =1. 06·Dпв = 197,803 ·1. 06 = 209,671 кг/с = 754,8 т/ч.

Исходя из численных значений максимального расхода питательной воды Dпв. mах и давления в нагнетательном патрубке насоса рк, а также из стандартного оборудования, выбираем: три питательных насоса (два рабочих + один резервный) марки ПЭ 580−185, производительностью 580 т/ч, с напором 2030 м, частотой вращения 2985 об/мин, мощностью 4000 кВт и КПД равным 80%. 4 ]

2.3.2 Выбор конденсатных насосов

Конденсатные насосы служат для подачи конденсата из конденсатора через подогреватели низкого давления в деаэратор. Расчетная производительность конденсатного насоса определяется по формуле:

ркн=рд+Урк-д+ рст.ж. (2. 18)

По формуле (1. 3) принимаем:

рст.ж. =gH·10−6 (2. 19)

где =795,4 м3/кг — плотность воды для tдв;

H = 2835 м — высота подъема жидкости от уровня оси до уровня в барабане.

рст.ж. =798,4·9,81·33·10−6=0,257 МПа.

Урк-д = 0,10,5 МПа — для одного ПНД, Урк-д = 0,2·4=0,8 МПа

ркн=0,6+0,8+0,257=1,647 МПа

Исходя из этого, устанавливаем систему конденсатных насосов из трех насосов (два рабочих + один резервный) типа КСВ-320−160. [4]

Вывод к разделу 2

На основании расчёта принципиальной тепловой схемы выбрано основное оборудование:

1) два парогенератора типа Е-420−140ГМ (ТГМ-84Б)

2) турбогенератор типа ТВФ-265

На основании расчёта принципиальной тепловой схемы выбрано вспомогательное оборудование:

подогреватели высокого давления: ПВ-800−230−14, ПВ-800−230−21, ПВ-800−230−32 с поверхностью нагрева 800 м²;

подогреватели низкого давления ПН-350−16−7-I, ПН-350−16−17-II с поверхностью нагрева 350 м² и ПН-400−26−7-II, ПН-400−26−8-V с поверхностью нагрева 400 м²;

деаэратор питательной воды с деаэрационной колонкой ДП-1000 с номинальной производительностью 1000 т/ч. Давление в деаэраторе 0. 59 МПа. Деаэратор конденсата и добавочной воды с деаэрационной колонкой ДА-300 с номинальной производительностью 300 т/ч. Давление в деаэраторе 0,12 МПа.

конденсатор типа К2−6000−1 с поверхностью охлаждения F = 6000 м².

Сетевые подогреватели типа ПСГ-1300−3-8−7-I.

На основании расчёта принципиальной тепловой схемы выбрано насосное оборудование:

1) три питательных насоса (два рабочих + один резервный) марки ПЭ580−185, производительностью 500 т/ч, с напором 2030 м, частотой вращения 2985 об/мин, мощностью 4000 кВт и КПД равным 80%.

2) систему конденсатных насосов (два рабочих + один резервный) типа КСВ-320−160.

3. Конструктивный расчет основных параметров насоса

3.1 Исходные данные

Характеристики ПЭН-580−185:

Подача: Q=580 м3/ч = 0,161 м3/с.

Напор: H=2030/10 = 203 м. в. ст.

Обороты: n=2985 об. /мин.

На рисунке 3.1 представлена характеристика ПЭ-580−185.

Рисунок 3.1 — Характеристика насоса ПЭ — 580 — 185 (ГОСТ-22 337−77)

Схема проточной части представлена на рисунке 3.2.

Рис 3.2 — Проточная часть ПЭ-580−185.

3.2 Расчет рабочего колеса

Конструкция колеса в значительной степени зависит от коэффициента быстроходности ns поэтому в первую очередь определяем его [7, стр. 130]:

ns=; (3. 1)

ns== 81,288.

Далее определим объемный КПД по формуле:

з0=; (3. 2)

где a — коэффициент зависит от соотношения между диаметрами входа и выхода и составляет около 0,68.

з0== 0,965.

Рассчитываем приведенный диаметр D1п на входе:

D1п=; (3. 3)

D1п= = 0,173 м.

Исходя из полученного диаметра определяем гидравлический КПД по формуле:

зг=; (3. 4)

зг= = 0,887.

Для современных центробежных насосов механический КПД достигает

.

Принимаем.

Полный КПД насоса рассчитываем по формуле:

з=; (3. 5)

з= 0,80.

Зная полный КПД определяем мощность насоса и крутящий момент на валу: [10]

Ni=; (3. 6)

Ni= =398,447 кВт

N= 3984,47 кВт

M=; (3. 7)

M= = Нсм.

Определяем теоретический напор:

Hт=; (3. 8)

Hт= = 252,2 м.

Определив мощность насоса и крутящий момент на его валу, можно рассчитать из условия скручивания диаметр вала насоса.

Вал насоса работает в основном на скручивание моментом М, но частично нагружен поперечными силами собственного веса и центробежными силами, обусловленными небалансом ротора. Поэтому допускаемое напряжение кручения укр=300 кгс/см2. [9]

Диаметр вала насоса:

d0=; (3. 9)

d0= = 0,128 м.

Диаметр ступицы колеса:

dст =; (3. 10)

dст == 0,144 м.

Диаметр входа на рабочие лопасти:

D1=; (3. 11)

D1== 0,225 м.

Длина ступицы конструктивно:

lст=; (3. 12)

lст= = 0,156 см.

Окружная скорость на входе в каналы рабочего колеса

U1=; (3. 13)

U1= = 35,095 м/с.

Скорость входа в рабочее колесо:

C0=; (3. 14)

где D0=D1=0,225 м;

C0= =4,681 м/с.

Из входного парраллелограма, пологая C1=C0, получаем:

tg (в1)= = = 0. 133, отсюда:

в1= 7,598.

Угол лопасти на входе:

i=4.

в1л=в1+i=7,598+4=11,598.

Коэффициент стеснения входного сечения:

м1=0,9.

Ширина лопасти на входе:

b1 =; (3. 15)

b1 = = 0,054 м.

Окружная скорость на выходе из колеса:

в2= 32.

C2r = 17 м/с.

U2=½•C2r•ctg (в2)+ (3. 16)

U2= 62,898 м/с.

Определяем D2:

D2 =; (3. 17)

D2 = = 0,402 м.

Определяем m:

m =; (3. 18)

m = = 1,792.

Количество лопаток рабочего колеса:

z=; (3. 19)

z= = 7,4 =7.

3.3 Методика расчёта спирального отвода с круговыми сечениями

Форма меридианного сечения спирального отвода играет существенную роль и должна выполняться по подобию с конструкциями насосов, показавших высокое значение КПД. При этом быстроходность проектируемого насоса не должна значительно отличаться от используемого образца.

Рисунок 3. 2- Спиральный отвод с круговым сечением

Неудачная форма сечения ведет к отрыву потока от стенок спирального отвода и нарушает характер движения жидкости, предполагаемый расчетом. Однако для определения в первом приближении размеров спирального отвода удобно запроектировать его с круговыми сечениями.

Уравнение для пропускной способности сечения, расположенного под некоторым углом [8, стр. 102]:

. (3. 20)

так как.

С другой стороны пропускная способность определяется из следующей формулы:

. (3. 21)

Тогда из системы уравнений (3. 20), (3. 21) определяем данный угол:

, (3. 22)

где коэффициент К определяется по следующей формуле:

. (3. 23)

Заменяя в последнем равенстве и решая его относительно, получим:

. (3. 24)

Эта формула позволяет аналитическим путём определить радиус кругового сечения спиральной камеры, расположенного под углом.

Таблица 3.1 — Расчет спирального отвода с круговыми сечениями

Произвольный угол

Подача

Угловой коэффициент k

Расстояние от колеса до отвода с

Радиус отвода a=R3+с

1

0

0

-

-

-

2

45

72,45

1544,9

7,66

217,66

3

90

144,90

772,4

15,38

225,38

4

135

217,35

515,0

23,16

233,16

5

180

289,80

386,2

31,00

241,00

6

225

362,25

309,0

38,89

248,89

7

270

434,70

257,5

46,84

256,84

8

315

507,15

220,7

54,86

264,86

9

360

579,60

193,1

62,93

272,93

Таблица 3.2 — Параметры рабочего колеса

Наименования

Обозначение

Размерность

Значение

Примечание

Подача

Q

м3/час

579,6

Напор

H

м

203

Плотность

с

кг/м3

1000

Частота вращения

n

об/мин

2985

Принимаем по техническим данным двигателя

Коэф. быстроходности

ns

об/мин

81,288

Объемный КПД

зo

%

96,5

Принимаем коэффициент а=0,68

Приведенный диаметр на входе

Dп

мм

173

Гидравлический КПД

зг

%

88,7

Механический КПД

зм

%

94

Принимаем из (93−96)%

Мощность насоса

N

кВт

4383

Крутящий момент на валу

M

Н·м

1432

Диаметр вала

d

мм

128

Принимаем удоп=340кгс/см2

Диаметр входа на рабочее колесо

D1

мм

225

Окружная скорость на входе в каналы раб. колеса

U1

м/с

35,095

Скорость входа в рабочее колесо

C0

м/с

4,681

Ширина лопасти

b

мм

54

Окружная скорость на выходе из колеса

U2

м/с

62,898

Диаметр выхода

D2

мм

402

Кол-во лопаток

z

7

Теоретический напор

НТ

м

252,2

Вывод к разделу 3

В данном разделе произведён расчёт второго- десятого рабочего колеса и спирального отвода питательного насоса ПН-580−185. В результате которого были определены: основные геометрические характеристики рабочего колеса, объемный, гидравлический и полный КПД насоса, а также спрофилирован спиральный отвод.

По итогам расчета получены следующие данные:

1. Объемный КПД насоса: зo=0,965.

2. Полный КПД насоса: з=0,805.

3. Мощность насоса: N= 3984,5 кВт.

4. Диаметр вала насоса: d0=128 см.

5. Диаметр входа на рабочие лопатки: D1= 225 см.

6. Диаметр выхода из рабочей лопатки: D2= 402 см.

7. Количество лопаток: z= 7.

4. Внедрение частотно-регулируемого привода (чрп) для питательного насоса энергоблока с турбиной пт-140/165−130/15

В последние годы почти все тепловые электростанции (ТЭС) с энергоблоками единичной мощности 100−310 МВт вовлекаются в регулирование суточных и сезонных графиков нагрузки. Разгрузка газо-мазутных энергоблоков достигает 70−75%, а угольных — 50%. В этих условиях, для обеспечения эффективной работы и высокого КПД энергоблоков, важнейшей задачей является снижение энергопотребления на собственные нужды ТЭС.

Дутьевые вентиляторы и дымососы, питательные, бустерные, конденсационные, насосы — основные потребители электроэнергии на собственные нужды. Для энергоблоков мощностью 100−300 МВт, работающих на газе, на долю упомянутых механизмов приходится в среднем 6,1−4,2%, для работающих на угле эта величина составляет 7,8−5,6%.

Существуют различные способы управления производительностью насосов: дросселирование нагрузки, снижение единичной мощности агрегатов и увеличение их количества и т. д. Наиболее эффективным способом является регулирование скорости вращения.

Применение ЧРП на насосах обеспечивает интегральное снижение потребляемой мощности на 25−40% и позволяет увеличить мощность энергоблока в среднем на 1−2% за счет исключения в водяных трактах дросселей и заслонок, а также улучшения технологических процессов выработки электроэнергии. Поэтому для механизмов собственных нужд ТЭС непосредственно участвующих в процессе производства электроэнергии (прежде всего дымососы и дутьевые вентиляторы, питательные насосы и т. п.), должны учитываться совокупно как фактор увеличения мощности энергоблока, так и фактор энepгo- и ресурсосбережения.

В состав ЧРП входят стандартный или специальный асинхронный или синхронный электродвигатель, транзисторный или тиристорный преобразователь частоты, согласующий трансформатор либо реактор, пускорегулирующая и коммутационная аппаратура. Иногда для решения проблемы электромагнитной совместимости с сетью в состав комплексной поставки ЧРП могут входить фильтро-компенсирующие устройства.

Рассмотрим экономической эффективности от применения ЧРП на питательном насосе (ПЭН-580−185) энергоблока 140 МВт Саратовской ГРЭС. Его основными характеристиками являются: Подача: Q=580 м3/ч = 0,161 м3/с. Напор: H=2030/10 = 203 м. в. ст. Обороты: n=2985 об. /мин. Полный КПД насоса: з=0,80. Номинальная мощность двигателя насоса 4000 кВт. Из расчета произведенного в первой части работы: Dпв. mах = 754,7 т/ч.

Сравним два способа регулирования: дросселированние и применение чрп.

4.1 Дроссельное регулирование

При данном способе регулирование осуществляется дросселем, расположенным на напорной линии насоса.

По мере закрытия дросселя происходит увеличение сопротивления и соответствующее уменьшение подачи. Каждому положению дросселя соответствует новая характеристика сети.

В нашем случае, чтобы два параллельно установленных насоса обеспечивали подачу 755 м3/ч (первый режим работы блока 1) принята следующая схема:

Один насос работает с полностью открытой дроссельной заслонкой, при этом перекачивает 580 м3/ч воды. Используя характеристику насоса ПЭ-580−185, изображенную на рисунках 4.1 и 4.2 определим мощность и кпд насоса в рабочей точке.

Рисунок 4.1 — Характеристика насоса ПЭ — 580 — 185 (ГОСТ-22 337−77)

Рисунок 4.2 — Характеристика насоса ПЭ — 580 — 185 (ГОСТ-22 337−77)

Потребляемая мощность равна:

.

КПД первого насоса составит:

.

Тогда второй насос должен обеспечить подачу м3/ч воды.

При этом потребляемая мощность равна:

.

КПД второго насоса составит:

.

Тогда суммарная мощность равна

.

Подобным образом просчитаем характеристики двух насосов, работающих параллельно, для десяти расчетных режимов работы блока 1. Результаты занесем в таблицу 4.1.

Таблица 4.1 — Рабочие параметры насосной установки при различных режимах.

№ реж.

, м3/ч

, м3/ч

, м3/ч

, кВт

, кВт

, кВт

,

%

, %

, %

т/ч

м3/ч

1

679,2

754,7

580,0

174,7

3600,0

2000,0

5600,0

81,3

50,7

71,3

2

623,9

693,2

580,0

113,2

3600,0

1765,0

5365,0

81,3

36,1

67,5

3

591,2

656,9

580,0

76,9

3600,0

1665,0

5265,0

81,3

26,5

65,5

4

589,5

655,0

580,0

75,0

3600,0

1663,0

5263,0

81,3

26,3

65,6

5

504,0

560,0

560,0

0,0

3531,0

0,0

3531,0

81,1

0,0

81,1

6

465,0

516,7

516,7

0,0

3380,0

0,0

3380,0

79,9

0,0

79,9

7

593,5

659,4

580,0

79,4

3600,0

1680,0

5280,0

81,3

28,0

66,1

8

522,5

580,6

580,0

0,6

3600,0

0,0

3600,0

81,3

0,0

81,3

9

437,9

486,6

486,6

0,0

3288,0

0,0

3288,0

79,7

0,0

79,7

10

630,4

700,4

580,0

120,4

3600,0

1800,0

5400,0

81,3

38,0

68,0

Как видно из таблицы такой способ регулирования режимов работы насосов простой, но неэкономичный, так как величина кпд второго зарегулированного насоса () достигает в лучшем случае 51% для первого режима.

4.2 Регулирование с применением частотно-регулируемого привода (ЧРП)

Этот способ основан на изменении частоты вращения насоса. При изменении частоты вращения, об/мин. напорные характеристики насоса представляют собой конгруэнтные кривые и рабочая точка, перемещаясь по характеристике сети, дает различные значения подачи.

При таком режиме регулирования кпд насосной установки незначительно отличается от оптимальной величины.

Для двух одинаковых насосов, работающих с различной частотой вращения и перекачивающих жидкость той же плотности, применимы законы подобия: [11]

,, .

Эти уравнения позволяют пересчитать подачу, напор и мощность при новой частоте:

; (4. 1)

; (4. 2)

. (4. 3)

Таким образом получаются характеристики насосов в зависимости от частоты вращения. Тогда необходимо подобрать частоту вращения обоих насосов так, чтобы они вместе обеспечивали требуемую подачу воды. При этом создаваемый напор насосами должен быть не меньше требуемого.

Предварительно зададимся значениями частот вращения:

(номинальный режим работы насоса);

;

;

.

Для частот, и произведем пересчет, и по формулам 4.1 — 4.3. А также произведем расчет коэффициента быстроходности () по формуле: [12]

, (4. 4)

Этот коэффициент служит критерием подобия центробежных насосов. Он вычисляется для определения оптимального режима работы насоса (, где).

Результаты расчетов занесем в таблицы 4.2 и 4.3.

Таблица 4.2 — Характеристики насосов с ЧРП (калиброчочные)

, м3/с

, м

, м3/с

, м

, м3/с

, м

, м3/с

, м

0,0

2352,0

0,0

0,0

1903,0

0,0

0,0

1501,5

0,0

0,0

1147,5

0,0

40,0

2350,5

3,4

36,0

1901,8

3,4

32,0

1500,5

3,4

27,9

1146,8

3,4

80,0

2350,0

4,8

72,0

1901,4

4,8

63,9

1500,2

4,8

55,9

1146,5

4,8

120,0

2348,0

5,9

107,9

1899,8

5,9

95,9

1498,9

5,9

83,8

1145,6

5,9

160,0

2340,0

6,8

143,9

1893,3

6,8

127,8

1493,8

6,8

111,8

1141,7

6,8

200,0

2331,0

7,7

179,9

1886,0

7,7

159,8

1488,1

7,7

139,7

1137,3

7,7

240,0

2321,0

8,4

215,9

1877,9

8,4

191,8

1481,7

8,4

167,6

1132,4

8,4

280,0

2306,0

9,2

251,9

1865,8

9,2

223,7

1472,1

9,2

195,6

1125,1

9,2

300,0

2300,0

9,5

269,8

1860,9

9,5

239,7

1468,3

9,5

209,5

1122,2

9,5

320,0

2287,0

9,8

287,8

1850,4

9,8

255,7

1460,0

9,8

223,5

1115,8

9,8

360,0

2258,0

10,5

323,8

1826,9

10,5

287,6

1441,5

10,5

251,5

1101,7

10,5

400,0

2228,0

11,2

359,8

1802,7

11,2

319,6

1422,3

11,2

279,4

1087,0

11,2

440,0

2193,0

11,9

395,8

1774,3

11,9

351,6

1400,0

11,9

307,3

1069,9

11,9

480,0

2154,0

12,6

431,8

1742,8

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой