Приложение. Приложение Сведения о стандарте

При параметрах системы теплоснабжения t 1 /t 2 = 150/70 °С принимаем коэффициент теплофикации α ТЭЦ = 0,5 . Температура сетевой воды после сетевых подогревателей

t ПСВ -2 = t 2 + α ТЭЦ ·(t 1 - t 2) = 70 + 0,5·(150 - 70) = 110 °С .

Принимаем температурную разность теплоносителей
δt C П = 3 °C , тогда а p СП - 2 = 0,158 МПа .

С учетом потери давления в трубопроводе от турбины до сетевого подогревателя Δp = 8 %, давление в камере отбора составит

p ТВ = p СП-2 / 0,92 = 0,158/0,92 = 0,172 МПа .

При давлении в верхнем теплофикационном отборе
p ТВ = 0,172 МПа тепловая нагрузка на первый сетевой подогреватель достигает 60 % от всей нагрузки на бойлерную. Устанавливаем давление в камере отбора на ПСВ-1:

t ПСВ -1 =t 2 + 0,6·(t ПСВ -2 –t 2) = 70 + 0,6·(110 - 70) = 94 °С,

p СП-1 =0,091 МПа, p ТН =0,0988/0,92 МПа .

Примем следующие потери давления в органах регулирования:

в ЧВД – 5 % , в ЧСД – 10 % , в ЧНД – 15 % (в камере I отбора), 20 % (перед регулирующей диафрагмой).

Примечание 1. В рассматриваемом случае принимается, что в турбине ПТ-135-12,8/1,5 регулируются все три отбора (промышленный и оба теплофикационных). Такое регулирование может осуществляться и в турбине ПТ-80-12,8/1,3.

Примечание 2 . При двухступенчатом подогреве сетевой воды и одном регулируемом отборе (все турбины типа Т) процесс расширения пара в турбине аналогичен процессу, изображенному на рис. 2,в.

Определение давления в верхнем теплофикационном отборе производится так же, как и в примере расчета турбины ПТ-135-130/15. Студентам специальностей 100600, 100100 давление в нижнем теплофикационном отборе рекомендуется находить упрощенно, из условия равенства подогревов сетевой воды в верхнем и нижнем сетевых подогревателях. Студентам специальности 100500 это давление необходимо находить путем совместного решения уравнения расхода пара через теплофикационный отсек (между отопительными отборами) и уравнения тепловой характеристики подогревателя с учетом дросселирования в паропроводах отбора.

Система уравнений выглядит следующим образом:

где p ТН, p ТВ, p ТН,0 , p ТЕ,0 – давление пара в нижнем и в верхнем теплофикационных отборах в рассматриваемом и расчетном режимах соответственно;

D т0 , D т0 0 –расходы пара через теплофикационный отсек в рассматриваемом и расчетном режимах;

t ТН н – температура насыщения при давлении в нижнем теплофикационном отборе;

q СП-1 –теплота конденсации пара в СП-1;

D СП-1 –расход пара на СП-1;

t ОС –температура обратной сетевой воды;

W –расход сетевой вода;

c в –теплоемкость воды;

δt, δt др –недогрев в подогревателе и потеря от дросселирования.

Расход пара через теплофикационный отсек в общем случае складывается из расходов на сетевой подогреватель нижней ступени D СП-1 , на ПНД-1 (D ПНД-1 ) и конденсатор D к:

D т0 = D СП-1 + D ПНД-1 + D к.

При минимальных вентиляционных пропусках пара в конденсатор величиной D ПНД-1 можно пренебречь. Пропуск пара при закрытой регулирующей диафрагме ЧНД зависит от давления пара в камере отбора перед ней p ТН и оценивается по ее характеристике: D min к = k p ТН,

где k – коэффициент пропорциональности, кг/(с·МПа)

k = 0,39544 для T–100–12,8,

k = 1,77812 для Т–250–23,5.

Решение указанной выше системы уравнений осуществляется путем подбора величины D т0 (D СП-1 + D min к ), которая должна быть такой, чтобы значение p ТН, найденное из уравнений системы в виде функции p ТН = f (t тн н), было одинаковым. После этого определяется температура сетевой воды после СП-1:

Тогда давления пара за регулирующими клапанами и поворотной диафрагмой составят:

p 0 " = 0,95 ·p 0 =0,95·12,753 = 12,115 МПа ,

p 3  = 0,9 ·p 3 = 0,9·1,4715 = 1,324 МПа ,

p 6  = 0,85 ·p 6 = 0,85·1,176 = 0,15 МПа ,

p 7  = 0,75 ·p 7 = 0,75·0,104 = 0,0779 МПа .

Конечное давление p К = 0,002943 МПа = 0,0029 МПа .

Принимаем следующие значения внутренних относительных КПД по отсекам для рассматриваемого режима:

0,8144 – ЧВД,

0,8557 – ЧСД,

0,1504 – ЧНД, причем для промежуточного отсека 0,75 , а для последних ступеней 0,106 .

Процесс расширения пара в турбине показан на рис.6.

Данные расчета сведены в табл. 6.

Схема построения процесса:

По h, s –диаграмме h 3а. = 2892 кДж/кг

h 3 = h 0 - (h 0 -h 3а) 3488,2-(3488,2-2892)·0,8144=3002,7 кДж/кг ;

По h, s –диаграмме h 6а. = 2596 кДж/кг

h 6 =h 3 - (h 3 -h 6а ) 3002,7-(3002,7-2596)·0,8554=2654,8 кДж/кг ;

По h, s –диаграмме h ка. = 2156 кДж/кг

h к =h 6 - (h 6 -h ка ) 2604,7-(2604,7-2156)·0,1504=2537,2 кДж/кг ;

По h, s –диаграмме h 7а. = 2588 кДж/кг

h 7 =h 6 - (h 6 -h 7а ) 2654,8-(2654,8-2588)·0,75 = 2604,7 кДж/кг.

Поиск параметров воды и пара для турбины ПТ-135/165-12,8/1,5 производится при тех же условиях, какие были приняты выше.

1. Температура конденсата после конденсатора та же, что и для пара: t к = 23,8°C; ct к = 101,0 кДж/кг (при t = 23,8 °C,
p к.н.= 1,275 МПа ).

2. Параметры основного конденсата (ОК) после эжекторного подогревателя:

t ЭП = t к + Δt ЭП = 23,8 + 5 = 28,8 °С ,

сt ЭП = 122,0 кДж/кг (при 1,1772 МПа, t = 28,8 °С ).

3. Параметры ОК после ПНД-1:

t 1 = 97 – 5 = 92°С, сt 1 = 385,5 кДж/кг, p п.в1 = 1,078 МПа .

Температура дренажа, сливаемого из ПНД-1, равна температуре насыщения, так как ПНД-1 не имеет охладителя конденсата:

t к1 = 97 °С, сt к1 = 406 ,4 кДж/кг .

4. Температура ОК после СП t СП = 92 + 8 = 100 °С

(при p п.в = 0,981 МПа, сt СП = 419,4 кДж/кг ).

5. Температура ОК после ПНД-2

t 2 = 113 - 5= 108°С (при p п.в2 = 0,8831 МПа , сt 2 = 453,8 кДж/кг ).

Так как ПНД-2 не имеет охладителя конденсата, то

t к2 = 113°С , сt к2 = 474,7 кДж/кг .

6. Аналогично t 3 = 131,1 - 5 = 126,1 °С ,

сt 3 = 529,8 кДж/кг (при p п.в3 = 0,7848 МПа ).

Параметры конденсата греющего пара будут следующими:

t к3 = 108,0 + 7 = 115 °С , сt к3 = 483,1 кДж/кг.

7. Аналогично t 4 = 154,7 - 5= 149,7 °С ,

сt 4 = 631,4 кДж/кг (при p п.в4 = 0,6867 МПа) ,

t к4 = 126,4 + 7 = 133,1 °С , сt к4 = 560,2 кДж/кг .

Параметры пара и воды в тракте подогревателей
высокого давления

1. Параметры греющего пара после ОП (при принятых Δp ОП = 1,5 % и δt оп = 15 °С ):

p ´ 7 = 0,985·3,12939 = 3,08245 МПа, 235,3 °С,

p ´ 6 = 0,985·2,1248 = 2,098 МПа, 214,7 °С,

p ´ 5 = 0,985·1,383 = 1,362 МПа, 193,8 °С.

t ´ пе7 = 235,3 + 15 = 250,3 °С,

t пе6 ´ = 214,7 + 15 = 229,7 °С,

t ´ пе5 = 193,8 + 15 = 208,8 °С.

По известным t пе ´и p ´по таблицам Александрова определяем

h ´ 7 = 2851,3 кДж/кг , h 6 ´ = 2841,7 кДж/кг , h 5 ´ = 2831,6 кДж/кг.

2. Температуры питательной воды перед ОП:

t´ 6 = 214,7 – 5 = 209,7°C ,

t´ 5 = 193,8 – 5 = 188,8°C.

Находим по таблицам:

ct´ 7 = 995,5 кДж/кг (при p п.в7 = 16,677 МПа ),

ct´ 6 = 904,2 кДж/кг (при p п.в6 = 17,1675 МПа ),

ct´ 5 = 810,8 кДж/кг (при p п.в5 = 17,658 МПа ).

3. Температуры и энтальпии конденсата, сливаемого из каждого ПВД.

При принятом недоохлаждении конденсата Δt ок = 5 °С имеем:

t к7 = t 6 + 5; t к6 = t 5 + 5; t к5 = t пн + 5;

t 5 = t´ 5 + Δt ОП-5 ; t 6 = t´ 6 + Δt ОП-6 .

Принимаем Δt ОП-5 = 2 °С, Δt ОП-6 = 3 °С, тогда

t 5 = 188,8 + 2 = 190,8 °С, t 6 = 209,7 + 3 = 212,7 °С,

t к6 =190,8+5=195,8 °С, сt к6 =833,1 кДж/кг (p´ 6 = 2,093 МПа),

t к7 =212,7+5=217,7 °С, сt к7 = 933,3 кДж/кг (p´ 7 = 3,08 МПа).

2.4.1. Расчет ПВД

Аналогично расчету тепловой схемы турбины Р-50-12,8/1,3 расчет ПВД для рассматриваемой турбины проводим по уравнениям теплового баланса, составленным для трех участков (см.рис.7).

I участок

D 7 (h´ 7 - ct к7) + D 6 (h 6 – h´ 6) = К 7 (ct´ 7 - ct´ 6) D пв.

II участок

D 6 (h´ 6 - ct к6) + D 5 (h 5 – h 5 ´) + D 7 (ct к7 –ct к6) = К 6 (ct´ 6 - ct´ 5) D пв.

III участок

D 5 (h´ 5 - ct к5) + (D 7 + D 6) (ct к6 –ct к5) = К 5 (ct´ 5 - ct ПН) D п.в.

Значения коэффициентов, учитывающих потери теплоты в подогревателях К 7, К 6 , К 5 , принимаем такими:

К 7 = 1,008; К 6 = 1,007; К 5 = 1,006.

Подставив вместо идентификаторов известные числовые значения, получим:

D 7 (2851,3-933,3) + D 6 (3090 - 2841,7) =1,039329·D·(995,5 - 904.2);

D 6 (2841,7 - 833,1) + D 5 (3002,7 - 2831,6) + D 7 (933,3 - 833,1) = =1,038298·D·(904,2 - 810,8);

D 5 (2831,6-703,5)+(D 7 +D 6) (833,1-703,5)=1,037266·D·(810,8-691,9).

После подсчетов:

1) 1918,015·D 7 +248,2582·D 6 = 94,934389·D,

2) 2008,644·D 6 + 171,078·D 5 + 100,1823·D 7 = 97,01545·D,

3) 2128,101·D 5 + 129,597·(D 7 + D 6) = 123,7195·D.

Упрощаем:

1") 7,726·D 7 + D 6 = 0,382·D,

2") 20,05·D 6 +1,707·D 5 + D 7 = 0,968·D,

3") 16,422·D 5 + D 7 + D 6 = 0,952·D.

Из (1") выразим D 6 = 0,382·D - 7,726·D 7 (A)

и подставим D 6 в (2"):

20,05 (0,382·D - 7,726·D 7) + 1,707·D 5 + D 7 = 0,968·D,

7,659·D - 154,91·D 7 +1,707·D 5 + D 7 = 0,968·D,

153,91·D 7 = 6,691·D + 1,707·D 5 ,

D 7 = 0,0435·D + 0,011·D 5 . (Б)

Подставим D 6 и D 7 в(3"):

16,42·D 5 +0,0435·D+0,011·D 5 +0,382·D-7,726·(0,0435·D+0,011·D 5)=

=0,952·D. 16,346·D 5 + 0,089·D = 0,952·D,

16,346·D 5 = 0,863·D,

D 5 = 0,0528·D.

Из уравнения (Б)

D 7 = 0,0435·D + 0,011·0,0528·D; D 7 = 0,0441·D.

Из уравнения (А)

D 6 = 0,382·D - 7,726·0,0441·D; D 6 = 0,0413·D.

Подогрев питательной воды в ОП устанавливаем по уравнениям тепловых балансов.

D 7 (h 7 – h 7 ") = K 7 D п. в (ct 7 – ct 7 ") = K 7 D п. в Δct 7 ;

ct 7 = ct 7 " + Δct 7 = 995,5 + 13,4 = 1008,9 кДж/кг.

Находим t 7 = 233,1°С (по p п.в7 = 16,677 МПа ).

ОП – 6

D 6 (h 6 – h 6 ") = K 6 D п. в (ct 6 – ct 6 ") = K 6 D п. в Δct 6 ;

ct 6 = ct 6 " + Δct 6 = 904,2 + 9,9 = 914,1 кДж/кг.

Находим t 6 = 212,67°С (по p п.в6 = 17,1675 МПа ).

D 5 (h 5 – h 5 ") = K 5 D п.в (ct 5 – ct 5 ") = K 5 D пв Δct 5 ;

ct 5 = ct 5 " + Δct 5 = 810,8 + 8,7 = 819,5 кДж/кг.

Находим t 5 = 190,79°С (по p п.в5 = 17,658 МПа ).

Проверяем правильность выполненных расчетов по тепловым балансам ПВД в целом.

D 7 * (h 7 –ct к7) =к 7 D п.в (ct 7 - ct 6).

Невязка δD 7 = 0 %.

D 6 * (h 6 –ct к6)+D 7 (ct к7 –ct к6)=к 6 D п.в (ct 6 - ct 5).

Невязка δD 6 = 0,19 %.

D 5 * (h 5 –ct к 5)+(D 7 +D 6)(ct к 6 – ct к 5)=

=к 5 D п.в (ct 5 - ct пн).

Невязка δD 5 = 0,18 %.

Невязки незначительны. Поэтому

D 7 = 0,0441, t 7 = 233,1 °С,

D 6 = 0,0413, t 6 = 212,67 °С,

D 5 = 0,0528. t 5 = 190,79 °С.

В этом случае

Δt о.к-7 = t к7 - t 6 = 217,67 - 212,67 = 5°С,

Δt о.к-6 = t к6 - t 5 = 195,79 - 190,79 = 5°C.

Не отличаются от принятого Δt ок = 5°C.

2.4.2. Расчет деаэратора Д-6

Расчетная схема деаэратора имеет следующий вид:

В схеме две турбины ПТ и одна турбина Р, поэтому конденсат ПВД турбины Р подогревается паром от двух турбин.

Из приведенных выше расчетов имеем:

0,0528∙D +0,0413∙D + 0,0441∙D = 0,1382∙D;

18,03 кг/c; D ПВД = 0,1392∙D + 0,5∙18,03 = 0,1382∙D + 9,015;

D пр = 0,00138∙D + 0,5∙0,00138∙108,353 = 0,00138∙D + 0,074763.

Принимаем тогда

0,002∙(1,03108∙D + 0,5∙111,72) = 0,002062∙D + 0,11172.

Расход питательной воды, поступающей в Д-6 из ПНД-4, определяем из уравнения материального баланса деаэратора:

D п.в " + D пр + D Д + D ПВД =

D п.в " = - (D пр + D Д + D ПВД) =

=1,03108∙D+55,86+0,002062∙D+0,11172-0,00138∙D-0,074763-D Д –

- 0,1382∙D - 9,015 = 0,89356∙D +46,88196 - D Д.

Расход пара на деаэратор D Д определяем из уравнения теплового баланса:

D Д h 5 +D п.в " ct 4 +D пр h пр +D ПВД ct 5 = К Д ( ct д + h вып).

Принимаем коэффициент, учитывающий потери теплоты в Д-6 , К Д =1,006 , а влажность пара, выходящего из деаэратора, – 3 % ,
тогда

h вып = h" + x r = 667,5 + 0,97∙2089,972 = 2694,7 кДж/кг;

D Д ∙3002,65 + (0,89356∙D + 46,88196 - D Д)∙631,4 +

+ (0,00138∙D + 0,074763)∙2700,2 + (0,1382∙D + 9,015)∙703,5 =

=1,006∙[(1,03108∙D+55,9)∙667,5+(0,002062∙D + 0,11172)∙2694,7].

После преобразования получим:

2371,259∙D Д = 32,79518∙D + 1666,5,

D Д = 0,01383∙D +0,70278.

D" п.в = 0,89356∙D + 46,88196 - 0,01383∙D - 0,70278 =

= 0,87973∙D + 46,17918 .

Прежде чем рассчитывать ПНД, необходимо выполнить тепловые расчеты установки подогрева сетевой воды, установки подпитки тепловой сети и установки нагрева добавочной воды, подаваемой в цикл.

2.4.3. Расчет бойлерной установки (рис. 8)

Расход сетевой воды через сетевые подогреватели двух турбин ПТ при Q м = 418,68 МВт и принятой системе теплоснабжения можно определить как

а через подогреватели одной турбины как W 1 = 616,66 кг/с .

Принятые утечки в системе теплоснабжения составляют 2 % от расхода циркулирующей воды.

Добавок на восполнение утечек

W y т = 0,02∙W = 0,02∙1233,32 = 24,666 кг/с.

При нагрузке «горячего» водоснабжения, равной 15 % от общей, абсолютное значение

Q г.в = 0,15∙Q м = 0,15∙418,68 = 62,802 МВт.

Общий расход воды, идущейна горячее водоснабжение,

Общий расход подпиточной воды, направляемой из деаэратора на подпитку системы,

D доб = W г.в.+ W ут = 184,998 + 24,666 = 209,664 кг/с.

Тепловая нагрузка на СПВ-1, СПВ-2 и ПТВМ двух турбин ПТ составит:

Расход пара на сетевые подогреватели одной турбины ПТ:

ct к2 = 474,3 кДж/кг определяется по давлению p ПСВ-2 = 0,158 МПа,

ct к1 = 406,9 кДж/кг определяется по давлен p ПСВ-1 = 0,091 МПа.

Расход подпиточной воды D ХО ˝ = D доб = 209,993 кг/с.

Величина выпара из деаэратора составляет 0,2÷0,3 % от расхода на подпитку. Следовательно,

209,993∙0,002 = 0,42 кг/с.

2.4.4. Расчет подогревателей исходной и химочищенной воды

Температура воды, поступающей в ПХО-1 из обратной линии конденсационной установки турбин, определяется

Расчетной температурой охлаждающей воды t 1 = 10 °С ,

Температурой конденсата при p к = 0,0029 МПа t к = 23,8 °С ,

Температурой обратной циркуляционной воды при температурном напоре в конденсаторе δt = 4 °С .

t обр = t 2 = t к - δt = 23,8 - 4 = 19,8 °С.

При этом кратность охлаждения в конденсационной установке

Подогреватель ПХО-1

Для создания оптимального режима предочистки (коагуляции) принимается t х.о  = 40 °С.

Расход исходной воды для ХВО при расходе на собственные нужды, равном 12 %, составит

D ХО  = 1,12∙D хо = 1,12∙209,993 = 235,192 кг/с.

При η п = 0,99

Подогреватель ПХО-2

Суммарный расход пара на подогрев сетевой воды и подогреватели подпиточной воды из верхнего теплофикационного отбора одной турбины ПТ запишется как

D под =D ПСВ-2 +0,5∙(D ХО-1 +D ХО-1)=19,395+0,5∙(9,2369+4,068)=26,047 кДж/кг.

Подогрев воды в охладителе выпара деаэратора Д - 0,3

t ОВ = 70ºС (ct ОВ = 293,2 кДж/кг) ,

h вып = ct д + r = 287,7 + 2338,4 = 2626,1 кДж/кг ,

2.4.5. Расчет по деаэратору подпитки теплосети (Д - 0,3)

Расход сетевой воды, идущей в деаэратор на подогрев подпиточной воды (это рециркулирующая в системе вода), обозначим W рец .

В этом случае из уравнений материального баланса деаэратора имеем

Расход рециркулирующей сетевой воды определяем из уравнения теплового баланса:

Принимаем = 0,99 , получаем

(W pe ц ∙462,2+209,99∙214,1)∙0,99=(W pe ц +209,57)∙287,7+0,42∙2626,1;

457,535∙W pe ц +44511,777=287,685∙W pe ц +60291,008+1102,9721;

457,535∙W pe ц + 44511,777 = 287,605∙W pe ц + 61393,98;

169,85∙W pe ц = 16882,203; W pe ц = 99,395 кг/с .

Таким образом, расход воды, подаваемой насосами из Д-0,3 в систему (насосы подпитки теплосети),

D п.в = W pe ц + 209,573 = 99,395 + 209,573 = 308,968 кг/с.

Расход воды, проходящей через сетевые насосы,

W СН = W + W pe ц = 1233,32 + 99,395 = 1332,715 кг/с.

По расходу D п.в = 1111,386 т/ч должны выбираться подпиточные насосы теплосети, а по расходу W СН = 4800,863 т/ч – сетевые насосы I и II ступеней.

Расход воды, идущий в цикл станционного деаэратора
Д-1,2, определяем из уравнения материального баланса:

Расход конденсата, идущего из охладителя выпара станционного деаэратора Д-1,2 в дренажный бак, выразится как

Расход конденсата, поступающего из дренажного бака в станционный деаэратор Д-1,2, составит

а также количество воды, идущей в цикл станции из Д-1,2,

2.4.6. Расчеты по подготовке добавочной воды, направляемой в цикл станции (рис.9)

Количество добавочной воды, направляемой в цикл станции, выразим как

Определим расход воды, направляемой в установку ХВО, с учетом собственных нужд в размере 13 % :

Подогреватель ПХ-1

При t обр = 19,8 °С и t хо  = 40 °С имеем расход пара из верхних теплофикационных отборов турбин ПТ

Охладитель непрерывной продувки

Учитывая, что ct др = 293,3 кДж/кг; η п = 0,99, находим

Принимаем предварительное значение расхода пара на турбину ПТ при заданных тепловых нагрузках D = 186,26 кг/с , тогда

Деаэратор Д-1,2

Расход пара на станционный атмосферный деаэратор определяем из уравнения теплового баланса деаэратора с охладителем выпара:

Согласно приведенным ранее расчетам имеем и"выпар" из станционного деаэратора:

=0,0000866∙D+0,50331+0,001996∙ +0,001996∙(0,01023∙D+

+1,149048+0,002∙ )=

= 0,0000866∙D + 0,50331 + 0,001996∙ + 0,0000204∙D +

+0,0022934 + 0,000004∙ = 0,000107∙D + 0,5056 + 0,002∙ .

И, наконец, из уравнения теплового баланса определяем расход пара на деаэратор (при К д = 1,005 ):

∙2654,8 + (0,0434∙D + 69,514)∙170,78 + 182,646∙377,1 +

+ (0,01023∙D + 1,149048 + 0,002∙ )∙293,3 =

=1,005∙[(0,053522∙D+252,80243+ )∙437,31+(0,000107∙D+0,5056+

+0,002∙ )∙293,2162].

После преобразований получим:

2215,3007∙ = 13,141955∙D + 30170,358.

= 0,0059323∙D + 13,61908.

=0,053522∙D+252,80243+0,005932∙D+13,61908=

=0,05945∙D + 266,42151.

=0,000107∙D+0,5056+0,002∙(0,0059329∙D+13,61908) =

=0,000107∙D+0,506+0,000011864∙D+0,02724=0,000119∙D+0,5328.

D др.б =0,01023∙D+1,149048+0,002∙(0,0059323∙D+13,61908) =

=0,01023∙D+1,149048+0,000011864∙D+0,027238=

= 0,010241∙D+1,176286.

2.4.7. Расчет ПНД

D 4 = 0,039319∙D+2,0639586.

Рассчитаем отдельные составляющие на выходе в П-3.

D * = 19,395 + 0,5∙(9,2369 + 4,068 + 0,0019068∙D + 3,0541446) =

= 0,0009534∙D + 8,1795223 + 19,395;

D 4 + D 3 + D 2 = 0,039319∙D + D 3 + D 2 + 2,0639586,

D п.в ˝ = 0,87973∙D + 46,17918 - 0,0009534∙D - 8,1795223 - 19,395 –

- 0,039319∙D - 2,0639586 - D 3 - D 2 - 0,029727∙D - 133,21076;

D п.в ˝ = 0,80973∙D - D 3 - D 2 – 116,67006.

Потоки воды (D 4 + D 3 + D 2 ) и D * имеют одинаковую энтальпию, поэтому можно записать:

- 28,86)∙(385,48 - 121,929),

D 1 = 0,092485∙D - 17,521739.

2.4.8. Подсчет расходов пара в отборах турбины и расхода пара в конденсатор

Исходя из, сделанных ранее, расчетов запишем следующие уравнения:

1.Расход пара в отборы

D VII = D 7 = 0.044∙D;

D VI = D 6 = 0.0413∙D;

D V = D 5 + D Д-6 + =0,05279∙D+0,01383∙D+0,70278+79,872319=

=0,06662∙D+80,575099;

D IV = D 4 = 0,039319∙D;

D III = D 3 = 0,027938∙D;

D II = D 2 +D ПСВ-2 +0,5∙(D ХО-1 + D ХО-2 + D ХО-1 + =

=0,011911∙D-1,8657599+19,395+0,5∙(9,2369+4,068+0,0019068∙D+

+3,0541446+0,0059323∙D+13,61908)= 0,01583∙D+32,518302;

D I = D 1 + D ПСВ-1 =0,092485∙D-17,521739+28,86=0,092485∙D+11,338261;

∑D отб = 0,32759∙D + 128,68785.

2. Расход пара в конденсаторы турбины

Расход пара в конденсатор турбины можно определить путем вычитания расходов пара в отборы из расхода в голову турбины.

D к =D-∑D отб = D - 0,32759∙D - 128,68785 = 0,67241∙D - 128,68785.

По балансу потоков конденсата в системе регенерации находим

D к * = D п. в   - (D 1 + D ПСВ -1 + D ЭП) =

= 0,7698S∙D-116,99653-0,092485∙D+17,521739-28,86 - 0,005∙D;

D к * = 0,67239∙D - 128,33479 .

Значения D к и D к * близки друг к другу, что подтверждает правильность выполненных расчетов.

Определим расход пара на турбину из уравнения

D=d э ∙N э +∑y m ∙D m .

Удельный расход пара на турбину

Умножив удельный расход на мощность, получим расход пара на турбину: d э ∙N э = 3,982∙135∙10 3 =537570 кг/ч = 149,325 кг/с.

Значение ∑y m ∙D m можно найти после определения коэффициента недовыработки:

y 7 D VII = 0,0441∙D∙0,6612 = 0,029158∙D;

y 6 D VI = 0,0413∙D∙0,52126 = 0,024006∙D;

y 5 D V = 0,48943∙(0,662∙D + 80,575099) = 0,032605∙D + 39,435871;

y 4 D IV = 0,3226∙(0,039319∙D + 2,0639586) = 0,012684∙D + 0,66583;

y 3 D III =0,20903∙(0,027938∙D + 2,1922318) = 0,058398∙D + 0,45824;

y 2 D II =0,12364∙(0,01583∙D+32,518302)= 0,0019572∙D + 4,0205628;

y 1 D I = 0,07096∙(0,092485∙D + 11,338261) = 0,006527∙D + 0,80456;

∑y m ∙D m = 0,11281∙D + 45,385064.

Таким образом,

D = 149,325 + 45,385064 + 0,11281∙D;

D = 194,71 / 0,88719 = 219,46827 кг/с.

Найдем абсолютные расходы пара в отборы:

D VII = 0,0441∙219,46827 = 9,678 кг/с;

D VI = 0,0413∙219,46827 = 9,064 кг/с;

D V = 0,06662∙219,46827 + 80,575099 = 95,196075 кг/с;

D IV = 0,039319∙219,46827 + 2,0639586 = 10,693232 кг/с;

D III = 0,027938∙219,46827 + 2,1922318 = 8,323763 кг/с;

D II = 0,01583∙219,46827 + 32,518302 = 35,992485 кг/с;

D I = 0,092485∙219,46827 + 11,338261 = 31,635784 кг/с.

∑D отб = 200,58331 кг/с.

D к = 0,67241∙219,46827 - 128,68785 = 18,88481 кг/с;

D =∑D отб + D к = 200,58331 + 18,88461 = 219,46812 кг/с.

Проверим результаты по балансу мощностей:

N VII = k∙D VII ∙H i 7 = 0,0009506∙9,678∙322,175 = 2,96398 МВт;

N VI = k∙D VI ∙H i 6 = 0,0009506∙9,064∙398,175 = 3,4307007 МВт;

N V = k∙D V ∙H i 5 = 0,0009506∙95,196075∙485,525 = 43,936803 МВт;

N IV = k∙D IV ∙H i 4 = 0,0009506∙10,693232∙644,175 = 6,5480298 МВт;

N III = k∙D III ∙H i 3 = 0,0009506∙8,3237363∙752,175 = 5,9516176 МВт;

N II = k∙D II ∙H i 2 = 0,0009506∙35,992485∙833,375 = 28,513472 МВт;

N I = k∙D I ∙H i 1 = 0,0009506∙31,635784∙883,475 = 26,568722 МВт.

N k = k∙D k ∙H ik = 17,07145 МВт; ∑N m = 117,9134 МВт;

N э =∑N m + N k = 134,9845 МВт.

Невязка незначительна, N э =135 МВт.

Проверка значения расхода пара в конденсатор

Расход пара, определенный по балансу потоков конденсата в системе регенерации,

D к * = 0,67239∙219,46812 - 128,68785 = 18,88032 кг/с;

ΔD к = 18,88481 - 18,88032 = 0,00449 кг/с.

Невязка, отнесенная к расходу пара на турбину,

δD к = 0,00449/219,48827 = 0,00002∙100 = 0,002 %.

Расходы пара на регенеративные подогреватели

Подогреватель

ПВД №7 D 7 = 0,0441∙219,46812 = 9,678544 кг/с;

ПВД №6 D 6 = 0,0413∙219,46812 = 9,064033 кг/с;

ПВД №5 D 5 = 0,0528∙219,46812 = 11,587917 кг/с.

Деаэратор D д = 0,01383∙219,46812 + 0,70278 = 3,738024 кг/с;

ПНД №4 D 4 =0,039319∙219,46812 +2,0639686=10,693226 кг/с;

ПНД №3 D 3 =0,027938∙219,46812+2,1922318=8,3237321 кг/с;

ПНД №2 D 2 =0,011911∙219,46812- 1,8657599 = 0,74832 кг/с;

ПНД №1 D 1 =0,092485∙219,46812- 17,521739 = 0,74832 кг/с.

Подсчитываем расходы теплоносителей по другим элементам тепловой схемы.

Расход пара на деаэраторы

D 1,2 = 0,0059323∙219,46812 + 13,61908 = 14,921 кг/с.

Расход пара на подогреватели:

Перед химочисткой станционной

D ПХ-1 = 0,0019068∙219,46812 + 3,0541446 - 3,472626 кг/с;

Перед химочисткой подпитки теплосети

D ХО-1 = 9,2369 кг/с;

Перед деаэратором Д-1,2

D ХО-1 = 4,068 кг/с .

Расход химводы, подаваемой в цикл станции,

= 0,049042∙219,46812 + 70,55082 = 89,313976 кг/с.

Расход исходной воды для станционной химочистки

D д.в = 0,0434∙219,46812 + 69,514 = 79,038916 кг /с.

Расход питательной воды, подаваемой в котлы ТЭЦ

D п.в = 2∙1,03108∙219,46812 + 111,72 = 564,29836 кг/с.

(Документ)

n1.doc

Литература 19

ВВЕДЕНИЕ
Турбина ПT-135/165-130/15 имеет всего 7 отборов. Такое количество отборов позволяет обеспечить развитую систему регенерации: 3 ПВД и 4 ПНД. ПВД у современных турбин кроме основной поверхности нагрева имеет также охладители перегретого пара (ОПП) и охладители дренажа (ОД).

Нижний ПНД питается паром из ЧНД турбины, т.е. всегда работает под вакуумом, поэтому конструктивно он размещен в выхлопном патрубке турбины. На режимах с малыми расходами пара он отключается.

В системе регенерации есть также следующие элементы:

• 
  охладители пара эжекторов (ОЭ) при применении пароструйных эжекторов (осуществляется трехступенчатое сжатие воздуха с промежуточным его охлаждением, что экономичнее).
• 
  Охладители пароуплонений (ОУ) служат для утилизации теплоты пара, отсасываемого из камеры низкого давления с помощью эжектора.
• 
  Подогреватель сальниковый (ПС) служат для утилизации теплоты пара из камеры уплотнений избыточного давления.

В данной работе требуется расчитать подогреватель высокого давления ПВД № 5 для турбины ПT-135/165-130/15. Зная давление, температуру и расход пара на подогреватель требуется расчитать его основные параметры: расход воды, температуры, теплоперепады, тепловые нагрузки, площади поверхностей теплообмена в подогревателе высокого давления.
1. КРАТКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПОДОГРЕВАТЕЛЯ

Одним из элементов, комплектующих любую турбоустановку, являются подогреватели высокого давления (ПВД). Трубная система ПВД выполнена в виде спиральных змеевиков, размещаемых в разъемном сварном корпусе, и состоит из трёх элементов – зоны охлаждения перегретого пара, зоны конденсации пара и зоны охлаждения конденсата. Питательная вода подводится к ПВД снизу и распределяется на два стояка, из которых поступает в первую группу секций горизонтальных трубных спиралей. Пройдя эту часть змеевиков, вода собирается в распределительном коллекторе и переходит в следующую группу горизонтальных змеевиков. Из этой группы змеевиков большая часть воды отводится в сборный (выходной) коллектор, а меньшая часть перед входом в сборный коллектор проходит верхнюю группу горизонтальных змеевиков, расположенную в зоне охлаждения перегретого пара. Выход воды из подогревателя высокого давления, также как и вход, - снизу, отвод конденсата также снизу – каскадный, в направлении, обратном потоку питательной воды. По питательной воде ПВД включаются последовательно.

2. СХЕМА ДВИЖЕНИЯ ТЕПЛООБМЕНИВАЮЩИХСЯ СРЕД В ПВД
Принципиальная схема движения теплообменивающихся сред в зонах ПВД представлена на рисунке. Через охладитель конденсата проходит весь поток питательной воды или ее часть, ограничиваемая установкой шайбы.

Включение зоны охлаждения пара может быть различным. Например, возможно включение охладителя пара всех или какого-либо отдельного подогревателя параллельно по ходу воды всем или некоторым подогревателям.

Смешение потока воды, проходящего через каждый охладитель пара, с потоком питательной воды происходит на входе в паровой котел. Такая схема включения носит название схемы Рикара-Никольного. Может быть использована другая схема, когда охлаждение пара происходит потоком воды, направляемым в паровой котел после всех подогревателей (схема Виолен). Может быть применена последовательная схема включения всех зон, и возможна комбинированная схема.

Во всех случаях через охладитель пара пропускается только часть питательной воды, а другая ее часть байпасируется помимо охладителя с помощью ограничивающей шайбы.

																275
									194,1
	184,1
																222,0
171,4													179,6
161,4						163,6
						275
		222,0											179,6
						194,1
			163,6				184,1
						171,4							161,4

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОВЫХ НАГРУЗОК В ОП, СП, ОК.
Параметры греющего пара:

• 
  давление pп =0,49 МПа;
• 
  температура tп =275 °С;
• 
  энтальпия iп =3013 кДж/кг;
• 
  расход пара D п =9,16 кг/с;
• 
  давление пара в собственно подогревателе p`п =0,45 МПа;
• 
  температура насыщения t н с.п. =184,1 °С;
• 
  энтальпия конденсата пара за собственно подогревателем

• 
  энтальпия пара, поступающего в собственно подогреватель i?п =2846 кДж/кг;
• 
  температура пара t?п =194,1 °С.

• 
  давление pп.в.=38 МПа;
• 
  температура на входе в охладитель конденсата tв =161,4 °С;
• 
  энтальпия воды на входе в охладитель конденсата iв =675,8 кДж/кг;
• 
  температура конденсата на выходе из охладителя tдр =171,4 °С;

Расход воды в подогреватель определяется из уравнения теплового баланса при заданных параметрах:

D п (i? п –i др)? п = G пв (i сп - i в)

В охладитель конденсата поступает часть питательной воды с расходом 37,69 кг/с (15%∙G п.в). Через собственно подогреватель проходит 251,25 кг/с воды. Расход воды через пароохладитель принять равным 70 % расхода пара, поступающего в подогреватель 6,41 кг/с.

Энтальпия воды на выходе из собственно подогревателя определяется при p п.в =0,45 МПа и температуре tс.п.= t н с.п.- ?=184,1-4,5=179,6 °С;

Когда значении? =4,5°С, тогда iс.п. =751,8 кДж/кг.

Расход пара в подогреватель

GПВ= =	(194,1-717,6)*0,99*9,16	=251,25 кг/с.
	(751,8-675,8)

Имеем

Тогда температура воды на входе в собственно подогреватель t?од = 163,6 °С.

Энтальпия воды на выходе из пароохладителя (при расходе

Gпо = 0,7D=6,41 кг/с):

	751,8+	(3013-2846)*9,16*0,99	=1006,8 кДж/кг.
		6,41

тогда температура tпо=222,0 °С.
По балансу теплоты определяем тепловую нагрузку для охладителя конденсата:

9,16*(771-717,6)*0,99=481 кВт;

Собственно подогревателя:

9,16*(2846-771)*0,99=19010 кВт;

Охладителя пара:

9,16*(3013-2846)*0,99=1530 кВт

Где iп - удельная энтальпия пара;

I?п - удельная энтальпия пара, поступающего в собственно подогреватель;

I н с.п. - удельная энтальпия конденсата пара за собственно подогревателем;

I др - удельная энтальпия дренажа;

D п - расход пара в подогреватель;

4. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ СОБСТВЕННО ПОДОГРЕВАТЕЛЯ (СП)
Средний температурный напор для поверхностей нагрева отдельных элементов и подогревателя в целом определяется как среднелогарифмическая разность температур, т.е.

Для собственно подогревателя

∆t б =t н с.п. - t? од = 184,1-163,6 =20 °С;

∆t м =t н с.п - t сп = 184,1-179,6= 4,5 °С.

Следовательно

	20-4,5		10,5 , 0 C;
	ln	20
		4,5

Для определения коэффициента теплоотдачи от стенок труб к воде необходимо установить режим движения ее. Скорость воды в трубах подогревателя принимается в пределах 1,3-1,8 м/с. Для скорости 1,5 м/с и соответствующих средней температуре воды:

	179,6+163,6	=172 , 0 C;
	2

параметрах
0,171*10 -6 м 2 /с;
66,97*10 -2 Вт/(м*К);
1,124;

Число Рейнольдса равно:

Термическое сопротивление стенки труб:

Значение коэффициента b в формуле
при

	184,1+172	=178 , 0 C;
	2

равно b=6150. В соответствии с полученными значениями имеем:

принимая различные значения q, находим
и строим зависимость
(рис.2).

Q=20 кВт/м 2
∆t =7,03 °С;

Q=30 кВт/м 2 ∆t =11,67°С;

Q=40 кВт/м 2 ∆t =16,76°С;

Q=50 кВт/м 2 ∆t =22,22°С;

Рис.2 Графоаналитическое определение плотности теплового потока в зависимости от температурного напора.

Из нее следует что при =10,02
: q =26550
.

Коэффициент теплопередачи в собственно подогревателе в этих условиях равен:

Практически поверхность нагрева должна быть несколько выше за счет возможности загрязнения поверхности, коррозии и т.д. Принимаем
738 м 2 .

При принятой скорости воды в трубах число спиралей собственно подогревателя

	251,25*0,171*10 -4	=432 ,шт;
	0,785*1,5*0,024 2

Практически число спиралей принимается кратным произведению числа секций и числа рядов в каждой секции, т.е. 612=72. Тогда N=432 шт.

Длина каждой спирали в этом случае

	738	=23 ,м;
	3,1415*0,024*432

В заключение теплового расчета собственно подогревателя рекомендуется уточнить температуру, при которой были определены физические параметры:

184,1-7,03=177,07 , 0 C;
Отклонение от принятого значения =178 составляет -0,93 °С, что вполне допустимо.

5.ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ОХЛАДИТЕЛЯ ПАРА (ОП)
Тепловая нагрузка охладителя пара Qоп =1530 кВт;

Расход пара Dп =9,16 кг/с;

Расход питательной воды G пв =6,41 кг/с.

Если размеры спиралей охладителей пара такие же, как и собственно подогревателя, тогда сечение для прохода пара:

23*0,004*0,98=0,089 м 2

Здесь?=0,98 учитывает часть длины труб, участвующей в теплообмене, а 0,004-

Расстояние между трубами.

При двух потоках скорость пара в охладителе:

Эквивалентный диаметр:

1,620*10 -6 м 2 /с;

0,681 Вт /м*К,

Скорость воды в трубах при двух поточной схеме принимаем равной 1,5 м/с, а диаметр трубок 324 мм. Тогда

	1,5*0,024	=2,2*10 5 ;
	1,620*10 -6

	0,023*0,681*(2,2*10 5) 0,8 (0,889) 0,4	=11797 Вт/(м 2 К);
	0,024

Коэффициент теплопередачи:

Где
- учитывает вид теплопередающей стенки - стенка цилиндрическая.

Средний температурный напор в охладителе пара:


Здесь большие и меньшие температуры разности определяются в соответствии с графиком рисунка 1:

Для охладителя пара:

t п – t по =275-222,0=53,0 °С;

t? п – t сп =194,1-179,6=14,5°С.

Следовательно,

Число змеевиков охладителя пара:

	101	=45 ,шт;
	0,98*3,1415*0,032*23

6. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ОХЛАДИТЕЛЯ КОНДЕНСАТА (ОК)
Тепловая нагрузка охладителя конденсата
481 кВт;

Средняя температура конденсата в межтрубном пространстве:

Сечение для прохода конденсата в охладителе принимаем таким же, как и в охладителе пара, т.е. 0,089
Тогда скорость конденсата в межтрубном пространстве:

Значение коэффициента теплоотдачи от пара к стенке труб следует определять:

отчет по практике

3. Турбина ПТ -135/165-130/15

Турбина паровая теплофикационная стационарная типа Турбина ПТ -135/165-130/15 с конденсационным устройством и регулируемыми производственным и двумя отопительными отборами пара номинальной мощностью 135 МВт, предназначена для непосредственного привода турбогенератора с частотой вращения ротора 3000 обр./мин. И отпуска пара и тепла для нужд производства и отопления.

Турбина рассчитана для работы при следующих основных параметрах:

1. Давление свежего пара перед автоматическим стопорным клапаном 130 ата;

2. Температура свежего пара перед автоматическим стопорным клапаном 555С;

3. Расчетная температура охлаждающей воды на входе в конденсатор 20С;

4. Расход охлаждающей воды - 12400 м3/час.

Максимальный расход пара при номинальных параметрах составляет 760т/ч.

Турбина снабжена регенеративным устройством для подогрева питательной воды и должна работать совместно с конденсационной установкой.

Турбина имеет регулируемый производственный отбор пара с номинальным давлением 15 ата и два регулируемых отопительных отбора пара - верхний и нижний, предназначенных для подогрева сетевой воды в сетевых подогревателях турбоустановки и добавочной воды в станционных теплообменниках.

Газотурбинная установка типа ТА фирмы "Рустом и Хорнсби" мощностью 1000 кВт

Газовая турбина (turbine от лат. turbo вихрь, вращение) -- это тепловой двигатель непрерывного действия, в лопаточном аппарате которого энергия сжатого и нагретого газа преобразуется в механическую работу на валу. Состоит из ротора (рабочие лопатки...

Изучение системы теплоснабжения на Уфимской теплоэлектроцентрали

Паровая турбина типа ПТ-30-90/10 номинальной мощностью 30000 кВт, при частоте вращения 3000 об/мин, конденсационная, с тремя нерегулируемыми и двумя регулируемыми отборами пара - предназначена для непосредственного привода генератора...

Изобретение греческого механика и учёного Герона Александрийского (II век до нашей эры). Ёе работа основана на принципе реактивного движения: пар из котла поступал по трубке в шар...

Источники энергии - история и современность

История промышленной паровой турбины началась с изобретения шведским инженером Карлом - Густавом - Патриком де Лавалем …сепаратора для молока. Сконструированный аппарат требовал для себя привода с большим числом оборотов. Изобретатель знал...

Источники энергии - история и современность

Газовая турбина была двигателем, совмещавшим в себе полезные свойства паровых турбин (передача энергии к вращающемуся валу непосредственно...

Конструкция оборудования энергоблока Ростовской АЭС

Назначение Турбина типа К-1000-60/1500-2 производственного объединения ХТГЗ - паровая, конденсационная, четырехцилиндровая (структурная схема "ЦВД + три ЦНД"), без регулируемых отборов пара...

Повышение изностойкости паротурбинных установок

Паровая турбина - тепловой двигатель, в котором энергия пара преобразуется в механическую работу. В лопаточном аппарате паровой турбины потенциальная энергия сжатого и нагретого водяного пара преобразуется в кинетическую...

Предназначение котельно-турбинного цеха

Проект АЭС мощностью 2000 МВт

Турбина предназначена для непосредственного привода генератора пременого тока ТВВ-1000-2 для работы на АЭС в блоке с водо-водяным реактором ВВЭР-1000 на насыщенном паре по моноблочной схеме (блок состоит из одного реактора и одной турбины) при...

Проект первой очереди БГРЭС-2 с использованием турбины К-800-240-5 и котлоагрегата Пп-2650-255

Приводная турбина ОК-18ПУ-800 (К-17-15П), одноцилиндровая, унифицированная, конденсационная, с восемью ступенями давления, рассчитана на работу с переменным числом оборотов при переменных начальных параметрах пара...

27. Давление на выходе из КС: 28. Расход газа через турбину ВД: 29. Работа, совершаемая газом в турбине ВД: 30. Температура газа за турбиной ВД: , где 31. КПД турбины ВД задан: 32. Степень понижения давления в турбине ВД: 33...

Расчет компрессора высокого давления

34. Расход газа через турбину низкого давления: У нас температура более 1200К, поэтому выбираем GВохлНД по зависимости 35. Работа газа совершаемая в турбине НД: 36. КПД турбины низкого давления задано: 37. Степень понижения давления в турбине НД: 38...

Турбина паровая теплофикационная стационарная типа Турбина ПТ -135/165-130/15 с конденсационным устройством и регулируемыми производственным и двумя отопительными отборами пара номинальной мощностью 135 МВт...

Устройство и техническая характеристика оборудования ООО "ЛУКОЙЛ–Волгоградэнерго" Волжская ТЭЦ

Одновальная паровая турбина Т 100/120-130 номинальной мощностью 100МВт при 3000 обр./мин. С конденсацией и двумя отопительными отборами пара предназначена для непосредственного привода генератора переменного тока...

Устройство и техническая характеристика оборудования ООО "ЛУКОЙЛ–Волгоградэнерго" Волжская ТЭЦ

Турбина конденсационная с регулируемыми отборами пара на производство и теплофикацию без промперегрева, двухцилиндровая, однопоточная, мощностью 65 МВт...