Курсовая работа: Влияние схем включения подогревателей энергоблока на тепловую эффективность подогрева

Давление нагнетания конденсатным насосом второй ступени

Давление всасывания на входе в КН II (с учетом запаса по давлению)

Напор, развиваемый конденсатным насосом второй ступени

.

Производительность КН II ступени

Подача конденсатного насоса

Напор насоса в метрах водного столба:

Выбираем три насоса по 50% производительности каждый, один из которых в резерве. Тогда производительность каждого насоса составит

Выбираем конденсатный насос КсВ320-160, его характеристики приведены в табл.2.12.

Таблица 2.12.

Характеристики насоса КсВ320-160

Мощность, потребляемая насосом

2.5.4. Выбор циркуляционных насосов охлаждающей воды.

По условиям работы циркуляционные насосы перекачивают большое количество воды при относительно невысоком давлении. На проектируемой блок 250 МВт устанавливаем два циркуляционных насоса по 50% производительности без резерва. Каждый насос работает на свою систему, включающую напорный водовод, половину конденсатора и сливной водовод.

Выбираем для турбоустановки один подвальный поперечный конденсатор, марки 300-КЦС-1, с кратностью охлаждения m=62,8.

Расход охлаждающей воды через конденсатор

, где Dк – максимальный расход пара в конденсатор.

Расчетный расход циркуляционной воды (с учетом подачи части воды на газо- и воздухоохладители генератора, маслоохладители, водоподготовку, эжектора и т.д.)

Производительность одного насоса

Выбираем оборотную систему охлаждения с градирнями. Принимаем расчетное давление 220 кПа, что соответствует подаче воды к оросильтельному устройству градирни на высоту 10-20 м. Выбираем осевой насос Оп3-110, его характеристики приведены в табл.2.13.

Таблица 2.13.

Характеристики насоса Оп3-110

2.6. Выбор регенеративных подогревателей.

Регенеративные подогреватели поверхностного типа выбираются заводом-изготовителем в соответствии с давлением на­греваемой воды, давлением пара отбора и поверхностью нагрева, оп­ределяемой конструкторским расчетом по данным расчета тепловой схемы турбоустановки.

Выбираем типы подогревателей, применяя упрощенную оценку поверхности нагрева подогревателя, используя уравнения теплового баланса и теплопередачи.

Количество теплоты, отдаваемое греющим паром в подогревателе

Средний температурный напор

Принимаем коэффициент теплопередачи для ПВД k=2,5 кВт/(м×К)

Площадь поверхности теплообмена

2.6.1. Выбор подогревателей высокого давления.

Группа подогревателей высокого давления состоит из трёх подогревателей, устанавливающихся за питательным насосом и служащих для подогрева воды паром от первых трех отборов. Подогреватели высокого давления являются подогревателями поверхностного типа и имеют групповую защиту, то есть в случае аварии одного из подогревателей отключается вся группа ПВД, нерегулируемые отборы отключаются, питательная вода направляется в экономайзер помимо группы ПВД.

Таблица 2.14.

Параметры ПВД в результате расчета тепловой схемы

Таблица 2.15.

Технические характеристики выбранных прототипов ПВД

Технические характеристики выбранных прототипов ПВД не соответствуют параметрам ПВД из расчета тепловой схемы, в частности по тепловым потокам и давлениям в подогревателях. Поэтому составляем техническое задание на проектирование ПВД.

Таблица 2.16.

Технические характеристики проектируемых ПВД

2.6.2. Выбор ПНД поверхностного типа

Для обеспечения подогрева основного конденсата перед деаэратором применяется система регенеративного подогрева низкого давления, которая состоит из пяти последовательно расположенных ПНД, два из которых поверхностного типа, а два - смешивающего. Включение подогревателей низкого давления выполняется с независимым обводом каждого подогревателя низкого давления (включая охладители уплотнений). Такая схема позволяет применять независимое отключение любого ПНД.

Таблица 2.17.

Параметры ПНД в результате расчета тепловой схемы

Технические характеристики выбранных прототипов ПНД не соответствуют параметрам ПНД из расчета тепловой схемы, в частности по тепловым потокам и давлениям в подогревателях. Поэтому составляем техническое задание на проектирование ПНД.

Таблица 2.18.

Технические характеристики выбранных прототипов ПНД

Таблица 2.19.

Технические характеристики проектируемых ПНД

2.6.3. Выбор ПНД смешивающего типа

Таблица 2.20.

Параметры смешивающих ПНД в результате расчета тепловой схемы

Выбираем в качестве прототипа ПНСГ-800-2, ПНСГ-800-1

Таблица 2.21.

Технические характеристики выбранных прототипов

Таблица 2.22.

Технические характеристики проектируемых ПНД

2.7. Выбор деаэратора.

Воздух, растворенный в питательной воде содержит агрессивные газы (СО2, О2) вызывающие коррозию оборудования и трубопроводов ТЭЦ.

Термические деаэраторы применяются для удаления из питательной воды кислорода, углекислого газа и других агрессивных газов, а также для регенеративного подогрева основного конденсата и является местом сбора и хранения запаса питательной воды.

Исходными данными для выбора деаэратора являются рабочее давление в деаэраторе pд=0.7 МПа, а также расход питательной воды DПВ = 216.2 кг/с.

Бак аккумулятор предназначен для сбора питательной воды и создания ее аварийного запаса не менее, чем на 5 минут работы котла в аварийных ситуациях.

Объем бака

.

Выбираем бак аккумулятор – БД-100-1 его характеристики приведены в табл.2.23.

Таблица 2.23.

Характеристика бака БД-100-1

Тип деаэрационной колонки, устанавливаемой с выбранным ранее баком-аккумулятором ДП-1000. Количество устанавливаемых колонок – 1.

Таблица 2.27.

Характеристики деаэрационной колонки.

Глава 3. Расчёт ПНД.

3.1. Описание схемы включения, конструкции и принципа действия.

Регенеративный подогрев питательной воды применяется в настоящее время на всех паротурбинных установках. Это объясняется тем, что такой подогрев существенно повышает тепловую и общую экономичность установок. В схемах с регенеративным подогревом потоки пара, отводимые из турбины в регенеративные подогреватели, совершают работу без потерь в холодном источнике (конденсаторе). При этом для одной и той же электрической мощности турбогенератора NЭ расход пара в конденсатор уменьшается, а КПД установки увеличивается.

Рассматриваемый подогреватель низкого давления (П4) поверхностного типа предназначен для регенеративного подогрева питательной воды в паротурбинной установке. ПНД располагается непосредственно перед деаэратором (рис.3.1.). Движение воды в нём происходит под напором конденсатных насосов 2 ступени.

К регенеративным подогревателям электростанций предъявляются высокие требования по надежности и обеспечению заданных параметров подогрева воды — они должны быть герметичны и должна быть обеспечена возможность доступа к отдельным их узлам для ремонта и очистки поверхностей нагрева от отложений. Для предотвращения вскипания нагреваемой среды и гидравлических ударов в поверхностях нагрева давление греющего пара должно быть ниже давления воды.

Конструкция подогревателя должна компенсировать температурные изменения всех элементов и создавать максимальную скорость их прогрева.

В данной работе был проведён тепловой расчёт ПНД №4, на основании которого, в качестве прототипа был выбран подогреватель низкого давления ПН-400-26-2.

Подогреватель низкого давления представляет собой кожухотрубный теплообменник вертикального типа, основными узлами которого являются: корпус, трубная система, водяная камера. Сборка узлов осуществляется с помощью фланцевого соединения, обеспечивающего возможность их профилактического осмотра и ремонта.

Движение нагреваемой воды происходит внутри труб, а греющего пара — в межтрубном пространстве. Подвод греющего пара осуществляется через паровой патрубок. Отвод конденсата греющего пара производится из нижней части корпуса.

Водяная камера состоит из цилиндрической обечайки, эллиптического днища и фланца для соединения с трубной системой и корпусом, патрубков подвода и отвода воды. Внутренний объём камеры разделён перегородками на отсеки, благодаря которым вода совершает четыре хода. Также внутри водяной камеры размещены 6 анкерных болтов для укрепления трубной доски и передачи части массы трубной системы на крышку корпуса. Отвод воздуха при заполнении подогревателя производится через кран-воздушник, расположенный на верхней водяной камере.

Корпус подогревателя состоит из цилиндрической обечайки, эллиптического днища и фланца для соединения с трубной системой и водяной камерой.

Трубная система состоит из трубной доски, каркаса, U-образных теплообменных труб из нержавеющей стали 1Х18Н10Т диаметром 16 ´ 1 мм, концы которых развальцованы в трубной доске. Каркас трубной системы образуют: каркасные стойки (швеллеры и трубы), поперечные сегментные перегородки, направляющие поток пара и служащие промежуточными опорами для теплообменных труб, пароотбойный щит.

3.2. Тепловой расчет подогревателя.

Тепловые расчеты регенеративных подогревателей могут выполняться как поверочные и как конструкторские. Мы выполняем конструкторский расчет, в результате которого определим площадь поверхности нагрева и конструктивные размеры подогревателя.

В основе теплового расчета лежат уравнения теплового баланса и теплопередачи. Для условий, когда одним из теплоносителей является пар, а другим - вода, уравнение теплового баланса имеет вид:

Q = G·(h''в – h'в) = Dп·(hп – hдр)·η,

где Q – поток теплоты, передаваемой нагреваемой среде в подогревателе, кВт; Dп, G - расходы пара и воды, кг/с; h"в, h'в – удельные энтальпии нагреваемой воды на выходе и входе подогревателя, кДж/кг; hп, hдр – удельные энтальпии греющего пара на входе в подогреватель и конденсата греющего пара (дренажа) на выходе из подогревателя, кДж/кг; η – коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду (равен 0,98 – 0,99).

Площадь поверхности теплообмена подогревателя F определяется из уравнения теплопередачи. Для подогревателей принято определять ее значения по наружному диаметру труб Fн:

,

где k - коэффициент теплопередачи, Dt – средний температурный напор.

Расчет ведём по методике [5].

3.2.1. Исходные данные принимаем из расчета тепловой схемы.

Температура и энтальпия воды на входе в подогреватель

Температура и энтальпия воды на выходе из подогревателя

Температура насыщения, давление и энтальпия воды в подогревателе

Значения давления, энтальпии, энтропии и температуры пара в отборе

Расход пара на подогреватель

Расход воды на подогреватель

Среднее давление воды в ПНД

Недогрев в ПНД

3.2.2. Параметры нагреваемой среды в ПНД

Определяем среднее значение температуры конденсата

По значениям  и  определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения удельного объема, кинематической вязкости, теплопроводности, числа Прандтля

3.2.3. Количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогревателе

3.2.4. Значение температурного напора

3.2.5. Площадь поверхности нагрева

Принимаем коэффициент теплопередачи k=3,4 кВт/(м2×°C) и приближенно оцениваем площадь поверхности нагрева

Принимаем, что трубки в ПНД применяются из нержавеющей стали диаметрами dн=16 мм, dвн=14 мм. Соответственно толщина стенки трубок ст=1 мм. Теплопроводность нержавеющей стали λст =18 Вт/(м2·К). Число ходов воды – 4.

Определяем среднюю активную длину труб для отдельных отсеков подогревателя (на основе чертежа выбранного прототипа)

3.2.6. Параметры греющего пара

Находим по температуре насыщения значения плотности воды, пара, кинематической вязкости, теплопроводности, динамической вязкости, удельной теплоты парообразования

3.2.7. Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенкам трубок

В элементах подогревателей, где происходит изменение агрегатного состояния пара (конденсация), скорость пара мала, и можно считать, что теплообмен происходит при неподвижном паре. В этих условиях основными факторами, определяющими интенсивность теплообмена, являются скорость течения и толщина плёнки конденсата, образующегося на трубах.

Средняя плотность потока через поверхность нагрева

Значение числа Рейнольдса для определения режима течения плёнки конденсата

Следовательно, коэффициент теплоотдачи может быть определен по формуле Нуссельта с поправкой на волновое движение пленки.

Средняя температура стенки трубок

Найдем значения теплопроводности и динамической вязкости по температуре стенки

Поправка на волновое течение пленки

Средний температурный перепад в слое пленки конденсата со стороны греющего пара

Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенкам трубок

3.2.8. Коэффициент теплоотдачи от стенок труб к конденсату

Для расчета теплообмена необходимо выбрать скорость движения среды. Увеличение скорости улучшает условия теплообмена, что приводит к снижению площади требуемой поверхности, т.е. к снижению стоимости регенеративных подогревателей. В то же время с увеличением скорости возрастает гидравлическое сопротивление движению жидкости.

Принимаем скорость движения воды в трубах

Число Рейнольдса для конденсата, движущегося внутри труб

Коэффициент теплоотдачи  - от стенок труб к конденсату

3.2.9. Коэффициент теплопередачи

Для тонкостенных труб, применяемых в регенеративных подогревателях, с достаточной степенью точности можно определить коэффициент теплопередачи по формуле для плоской стенки:

Пересчет площади поверхности теплообмена

3.3. Определение основных геометрических характеристик.

При конструкторском расчете регенеративных подогревателей некоторые их геометрические характеристики (число труб, шаг их, диаметр трубной доски и ряд других) должны быть предварительно выбраны.

При принятой скорости движения воды и известных параметрах ее на входе в подогреватель число труб при одном ходе:

При четырехходовом движении воды общее число трубных концов, развальцованных в трубной доске:

Средняя длина труб:

Шаг труб при размещении их в трубной доске

Принимаем диаметр трубной доски, соответствующий внутреннему диаметру корпуса из прототипа Dвн=1,6 м.

Коэффициент заполнения трубной доски:

Площадь трубной доски:

3.4. Гидравлический расчет.

Задачей гидравлического расчета подогревателей является определение их гидравлического сопротивления. Для любого элемента или участка подогревателя гидравлическое сопротивление:

.

Здесь  – определяет гидравлические потери, возникающие при движении теплоносителя за счет трения о стенки труб,  – гидравлические потери при движении теплоносителя, вызванные местными сопротивлениями (поворотами, сужениями или расширениями и др).

Значение коэффициента сопротивления трения l зависит от шероховатости стенок труб D и от режима движения теплоносителя, определяемого числом Re. С достаточной степенью точности это значение может быть определено из выражения:

,

где D для стальных труб равна 0,2 мм, для латунных – 0,01 мм.

Расчет ведем по методике [5,6].

3.4.1. Участок входной и выходной камеры

Принимаем скорость воды в патрубках подвода и отвода

Внутренний диаметр патрубков

Принимаем стандартный диаметр

Уточняем скорость

Число Рейнольдса для потока воды в патрубках

Принимаем длину патрубка

Коэффициент трения

Коэффициент сопротивления трения

Суммарный коэффициент сопротивления участка входа (выхода), с учетом коэффициент сопротивления поворота во входной камере xм=1,5

Потеря давления воды на участке входа (выхода)

3.4.2. Участок трубной системы

Коэффициент трения в трубках подогревателя

Коэффициент сопротивления трения

Местные коэффициенты сопротивления на участке трубной системы:

·          входа в трубную систему xвх.тр=0,5

·          поворота потока на 180° в трубах xпов.тр=0,5

·          выхода из трубок xвых.тр=1

·          поворота потока в промежуточной камере xпов_к=2,5

Суммарный коэффициент сопротивления трубной системы

Потеря давления воды на втором участке

Общее гидравлическое сопротивление подогревателя

3.5. Расчет на прочность.

Задачей расчета является определение минимально допустимой толщины стенки отдельных элементов, гарантирующей их достаточную прочность в условиях длительной эксплуатации теплообменника при номинальных (расчетных) параметрах теплоносителей. Исходными при этом являются данные теплового, конструкторского и гидравлического расчетов.

Расчет ведем по методики [7].

Расчетное давление (наибольшее одностороннее рабочее давление одного из теплоносителей) p=1,25 МПа.

Рассчитаем номинальное допустимое напряжение (Сталь 20, при температуре стенки tст=141.6°C), применяя линейную интерполяцию:

Внутренний диаметр корпуса определили ранее Dвн=1600 мм, а высоту днища определяем из прототипа hв=443 мм.

3.5.1. Расчет толщины стенки корпуса

Допускаемое напряжение

Коэффициент прочности для регенеративного подогревателя j=1.

Принимаем значение добавки к расчётной толщине, учитывающей коррозию металла и отклонение при изготовлении C=1 мм.

Номинальная толщина стенки корпуса, подверженная наружному давлению, должна быть не менее определенной по формуле:

принимаем dст=10 мм.

Наибольший допустимый диаметр неукрепленного отверстия в корпусе рассчитывается по формуле:

В расчете номинальным является внутренний диаметр, поэтому поправка рассчитывается следующим образом:

3.5.2. Расчет толщины стенки днища

Допускаемое напряжение

Коэффициент учитывающий ослабление неукрепленным отверстием рассчитывается по формуле, в зависимости от значения комплекса:

Номинальная толщина стенки выпуклых днищ, имеющих неукрепленное отверстие, должна быть не менее рассчитываемой по формуле:

принимаем dД=12 мм.

Условия применимости формулы выполнены:

Наибольший диаметр неукрепленного отверстия

причем

3.5.3. Расчет трубной доски

Коэффициент K=1, потому что трубная доска закреплена фланцами между корпусом и крышкой.

Допустимое напряжение для трубной доски:

Диаметр отверстий в трубной доске

Коэффициент прочности трубной доски (при разбивке по треугольнику)

Толщина трубной доски (без анкерных связей):

Полученная величина толщины трубной доски превышает предельное значение, поэтому необходимо устанавливать анкерные связи. Принимаем из прототипа диаметр окружности анкерных связей Dc=810 мм и их число – 6.

Допускаемое напряжение для анкерных связей

Выразим из формулы для трубной доски произведение числа анкерных связей на их площадь, приняв в качестве приближения толщину трубной доски из прототипа dТД_пр=90 мм.

Площадь сечения одной анкерной связи

Диаметр анкерной связи

Глава 4. Задание.

4.1. Описание задания.

Заменить в тепловой схеме второй (по ходу основного конденсата) подогреватель низкого давления смешивающего типа П7 (рис. 4.1.) на поверхностный и проследить влияние на тепловую экономичность.

Рис. 4.1. Первоначальная схема включений ПНД.

Эффективность регенеративного подогрева зависит от правильного выбора параметров пара регенеративных отборов, числа регенеративных подогревателей, их схемы включения и типа.

Для более полного анализа схем включений поверхностных подогревателей в систему регенеративного подогрева рассмотрим несколько вариантов: 1 – конденсат из поверхностного подогревателя П7 сливается в смешивающий подогреватель П8 (рис.4.2.); 2 – дренажи в ПНД сливаются каскадно, а из П7 дренаж перекачивается дренажным насосом и смешивается с основным потоком питательной воды после подогревателя П7 (рис.4.3.).

4.2. Выполнение задания.

Рис. 4.2. Измененная схема включения ПНД (Вариант 1).

Рассчитываемая часть тепловой схемы – включения ПНД представлена на рис.4.2. Расчет основной тепловой схемы остаётся неизменным до пункта 1.3.19. (нахождения доли отбора пара на подогреватель П7) и кроме пункта 1.3.9. (нахождение параметров пара в отборе на подогреватель П7). Равномерное распределение регенеративного подогрева, параметры пара в отборах (кроме П7, П8) остались неизменными.

4.2.1. Параметры отбора пара на П7

Давление воды за П7

Энтальпия воды за П7 составит

По значениям  и  определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значение температуры воды за П7

Температура насыщения в подогревателе, с учетом недогрева

По температуре насыщения  находим значения давления и энтальпии в подогревателе из таблиц теплофизических свойств пара

Давление пара в отборе

Из процесса работы пара в турбине в h, S-диаграмме, находим значения энтальпии и энтропии пара в отборе

По значениям  и  определяем из таблиц теплофизических свойств пара и воды значения температуры и степени сухости

4.2.2. Доля отбора пара на подогреватель П7

Уравнение теплового баланса для П7

Поток конденсата из конденсатора

Уравнение материального баланса для П8

Выражаем долю основного конденсата, проходящего через П7, после смешивающего подогревателя П8

Подставляем в уравнение теплового баланса П7

4.2.2. Доля отбора пара на смешивающий подогреватель П8

Уравнение теплового баланса для П8

Преобразовываем уравнение материального баланса для П8

Подставляя, получим следующее уравнение

Находим

4.2.3. Контроль материального баланса пара и конденсата

Пропуск пара в конденсатор

Доля потока конденсата после основного конденсатора с паровой стороны с учетом конденсата турбоприводов и других потоков равна

Доля потока конденсата из основного конденсатора со стороны регенеративной си­стемы

Равенство  выполнено, материальный баланс сходится.

4.2.4. Определение энергетических показателей турбоустановки

Таблица 4.1.

Энергетическое уравнение турбоустановки в табличной форме

Внутренняя работа турбины на 1 кг свежего пара

Расход пара на турбину

Удельный расход пара

Полный расход теплоты на турбоустановку

Удельный расход теплоты на выработку электроэнергии

Расход теплоты на станцию

КПД станции (брутто)

КПД станции (нетто)

Расходы натурального топлива

Удельный расход условного топлива нетто

4.2.5. Основные выводы, характеризующие полученные результаты.

Замена смешивающего подогревателя П7 на поверхностный и использование схемы включения, приведенной на рис.4.1. снизила эффект от применения регенерации. Основные показатели, характеризующие изменения в сравнении с исходной тепловой схемы приведены в табл.4.2.

В связи с наличием недогрева в поверхностных подогревателях при том же равномерном распределении регенеративного подогрева, увеличилась температура насыщения и давление в подогревателе, что привело к увеличению параметров пара в отборе. Возросло количество пара отбираемого на П7, а на П8 уменьшилось, так как осуществлялся каскадный слив дренажа из П7 в П8. В результате происходило вытеснение отборного пара (на П8) паром, образовавшимся при вскипании дренажа из П7. Т.е. подогрев воды в П8 вёлся частично паром из предыдущего отбора. Увеличился поток пара, поступающий в конденсатор, а, следовательно, возрастают потери в окружающую среду.

Приведенный теплоперепад пара в турбине уменьшился. Вследствие чего увеличился общий расход пара на турбоустановку на 0.2 кг/c. Увеличился полный расход теплоты на турбоустановку. КПД станции (нетто, брутто) уменьшились на 0.058% и 0.054%, расход натурального топлива увеличился на 231 кг/ч, удельный расход топлива нетто также соответственно увеличился на 0.5 г/(кВт×ч).

Таблица 4.2.

Сводная таблица параметров для сравнения исходной тепловой схемы и измененной

4.3. Расчет основной тепловой схемы.

Рассчитываемая часть тепловой схемы – включения ПНД представлена на рис.4.3. Параметры пара в отборе при замене подогревателя П7 смешивающего типа на поверхностный в пункте 4.2.1. Расчет основной тепловой схемы остаётся неизменным до пункта 1.3.18. (нахождения доли отбора пара на подогреватели П5, П6, энтальпии в точке смешения).

Рис. 4.3. Измененная схема включения ПНД (Вариант 2).

4.3.1. Доля отбора пара на подогреватель П5

Уравнение теплового баланса для П5

4.3.2. Доля отбора пара на подогреватель П6, П7

Уравнение теплового баланса для П6

Уравнение смешения в смесителе

Уравнение теплового баланса для П7

Решаем, полученную систему из 3-х уравнений и находим неизвестные: энтальпия в точке смешения hсм=320.1 кДж/кг, доли отбора пара на П6, П7 – a6 = 0.02974 и a7 = 0.02456.

4.3.3. Доля отбора пара на подогреватель П8

Уравнение теплового баланса для П8

Поток конденсата из конденсатора

Тогда получим следующее уравнение

Находим a8=0.02801.

4.3.4. Контроль материального баланса пара и конденсата

Пропуск пара в конденсатор

aп = a0 – a1 – a2 – a3 – aд – a4 – a5 – a6 – a7 – a8 – aтп = 1 – 0.05098 – 0.11466 – 0.04734 – 0.02114 – 0.03232 – 0.03146 – 0.02974 – 0.02456 – 0.02801 – 0.04726 = 0.57253

Доля потока конденсата после основного конденсатора с паровой стороны с учетом конденсата турбоприводов и других потоков равна

aк_п = aп + aтп + aут = 0.57253 + 0.04726 + 0.015 = 0.63479

Доля потока конденсата из основного конденсатора со стороны регенеративной си­стемы

aк = aкд – a4 – a5 – a6 – a7 – a8 =0.78088 – 0.03232 – 0.03146 – 0.02974 – 0.02456 –

– 0.02801=0.63479

Равенство  выполнено, материальный баланс сходится.

4.3.5. Определение энергетических показателей турбоустановки

Таблица 4.3.

Энергетическое уравнение турбоустановки в табличной форме

Внутренняя работа турбины на 1 кг свежего пара

Расход пара на турбину

Удельный расход пара

Полный расход теплоты на турбоустановку

Удельный расход теплоты на выработку электроэнергии

Расход теплоты на станцию

КПД станции (брутто)

КПД станции (нетто)

Расходы натурального топлива

Удельный расход условного топлива нетто

4.3.6. Основные выводы, характеризующие полученные результаты.

Практически аналогичные выводы получены в результате расчета, как и в пункте 4.2.5.

Замена смешивающего подогревателя П7 на поверхностный и использование схемы включения, приведенной на рис.4.2. снизила эффект от применения регенерации. Основные показатели, характеризующие изменения в сравнении с исходной тепловой схемы приведены в табл.4.4.

В рассматриваемой схеме применялся каскадный отвод дренажа от ПНД, а затем он смешивался с основным конденсатом после поверхностного ПНД П7. Это привело к увеличению отборов пара более высокого давления (на П5, П6) и снижению расхода пара низкого давления (на П7). Что привело к увеличению количества пара, поступающего в конденсатор и снижению приведенного теплоперепада в турбине.

Увеличился общий расход пара на турбоустановку на 0.3 кг/c. Увеличился полный расход теплоты на турбоустановку на 1040.7 кВт. КПД станции (нетто, брутто) уменьшились на 0.077% и 0.072%, расход натурального топлива увеличился на 306 кг/ч, удельный расход топлива нетто также соответственно увеличился на 0.6 г/(кВт×ч).

4.4. Общий вывод по работе.

Подогреватели смешивающего типа позволяют более полно использовать теплоту греющего пара, что повышает тепловую экономичность турбоустановки. Однако применение такого типа подогревателей вносит ряд существенных усложнений в систему регенеративного подогрева питательной воды (увеличивается число насосов для перекачки конденсата, повышаются требования к защите от заброса воды в проточную часть турбины, усложняется компоновка подогревателей). Эти обстоятельства сдерживают широкое распространение регенеративных подогревателей смешивающего типа. В настоящее время они применяются в турбоустановках большой мощности, где повышение эффективности использования теплоты отборного пара особенно существенно. Эти подогреватели устанавливаются для использования теплоты последних отборов.

Таблица 4.4.

Сводная таблица параметров для сравнения исходной тепловой схемы и измененной

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1.         Тепловые и атомные электрические станции / Л.С. Стерман, В.М. Лавыгин, С.Г. Тишин. М.: Издательство МЭИ, 2004

2.         Тепловые электрические станции / В.Д. Буров, Е.В. Дорохов, Д.П. Елизаров и др. М.: Издательство МЭИ, 2007.

3.         Тепловые электрические станции / В.Я. Рыжкин. М.: Энергоатомиздат, 1987

4.         Турбины тепловых и атомных электрических станций / А.Г. Костюк, В.В. Фролов, А.Е. Булкин, А.Д. Трухний; Под ред. А.Г. Костюка, В.В. Фролова. М.: Издательство МЭИ, 2001.

5.         Теплообменные аппараты ТЭС. – 4-е изд. / Ю.Г. Назмеев, В.М. Лавыгин. М.: Издательский дом МЭИ, 2007.

6.         Тепло- и массообменные аппараты ТЭС и АЭС / О.Т. Ильченко. К.: Вища шк., 1992

7.         Прочностные расчеты сосудов и аппаратов, работающих под избыточным давлением. / Е.П. Кудрявцев.

8.         Тепловые и атомные электростанции: Справочник // Под общ. ред. А.В. Клименко и В.М. Зорина. – 3-е изд. М.: Издательство МЭИ, 2003.