МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

ДОНЕЦКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра: «Промышленная теплоэнергетика»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ПО КУРСУ:

«ТЭС и АЭС»

НА ТЕМУ:

«РАСЧЕТ ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ БЛОКА 300 МВт»

Донецк, 2010 г.

Введение

Необходимость электрической энергии для современного производства и быта человека общеизвестна. Электрическую энергию производят на электрических станциях, использующих различные виды природной энергии.

Промышленное значение имеет тепловая химически связанная энергия органического топлива, гидравлическая энергия рек, энергия деления атома ядра (ядерного топлива). Основными являются тепловые электрические станции на органическом топливе (ТЭС), производящие около 75% электроэнергии в мире.

На тепловых электрических станциях используют твёрдое топливо (уголь, торф, сланцы), жидкое (мазут), газообразное (природный газ).

Расчёт тепловой схемы производится с целью определения расхода пара и воды для отдельных узлов при различных режимах работы и составления общего (материального) баланса пара и питательной воды, а также с целью определения тепловой экономичности станции при различных режимах работы.

В энергетике Украины энергоблоки мощностью 300 МВт занимают одно из ведущих мест на конденсационных электростанциях. Использование энергоблоков со сверхкритическими параметрами и с промежуточным перегревом позволяет поддерживать КПД «нетто» энергоблоков на уровне 40%. В качестве парогенераторов широко используются однокорпусные котлы с П-образной компоновкой, основным преимуществом которых является упрощенное обслуживание, связанное с уменьшением числа единиц пароводяной арматуры и количества систем автоматического регулирования. Для сжигания отсевов газовых углей Донецкого бассейна и природного газа выбираем котел ТПП-312А, с номинальной паропроизводительностью 350 т/час, что несение электрической мощности 300 МВт. Котел рассчитан на давление свежего пара 25 МПа с температурой 565°С. Данной паропроизводительности и параметрам соответствует паровая турбина К-300–240–2 ХТГЗ.

1. Построение процесса расширения пара в h-s диаграмме

Турбина К-300–240 состоит из трёх цилиндров: высокого давления (ЦВД), среднего давления (ЦСД) и низкого давления (ЦНД). После ЦВД пар направляется на промежуточный перегрев. Турбина снабжена системой концевых уплотнений вала штоков стопорных и регулирующих клапанов, протечки через которые используется в системе регенеративного подогрева питательной воды.

Определяем параметры свежего пара перед стопорными клапанами.

P₀ = 24 МПа, t₀ = 565 ⁰ C (значения взяли из задания), h₀ = 3395,6 кДж/кг,

S₀ = 6,6266 кДж/кг×К;

Находим потери в клапанах по формуле:

DР₀ ¹ = DР_кл ×Р₀ , где (1.1)

Р_кл = 0,04Р_0,

Р₀ – давление свежего пара перед стопорным клапаном, МПа

DР₀ ¹ = 0,04×24 = 0,96 МПа

Параметры свежего пара после стопорных клапанов равно

Р₀ ¹ = Р₀ – DР₀ ¹ (1.2)

Р₀ ¹ = 24 – 0,96 = 23,04 МПа

h₀ = h₀ ¹ = 3395,6 кДж/кг, t₀ ¹ = 561,5⁰ C

Вычисляем параметры пара поступающего из турбины на пароперегреватель:

Р_пп ¹ = (0,15–0,25)×Р₀ , где (1.3)

Р_пп ¹ – давление пара, поступающего из турбины на промперегрев, МПа

Р_пп ¹ =0,25×24 = 6 МПа

h_пп = 2984,9 кДж/кг, t_пп = 330⁰ C

Определяем располагаемый теплоперепад ЦВД:

Н₀ = h₀ – h_пп ¹ , где (1.4)

h₀ – энтальпия свежего пара после стопорных клапанов, кДж/кг,

h_пп – энтальпия пара, поступающего на промежуточный перегрев, кДж/кг.

Н₀ = 3395,6 – 2984,9 = 410,7 кДж/кг

Используемый теплоперепад в ЦВД будет равен:

H_i = H₀ ×h^ЦВД _oi , где (1.5)

Н₀ – располагаемый теплоперепад на ЦВД турбины,

h^ЦВД _oi = 0,85 – относительный внутренний КПД для ЦВД турбины.

H_i = 410,7×0,85 = 349,1 кДж/кг

h_п2 = h₀ – H_i , где (1.6)

h_п2 – энтальпия пара на выходе из ЦВД,

H_i – используемый теплоперепад на ЦВД.

h_п2 = 3395,6 – 349,1 = 3046,5 кДж/кг

t_п2 = 350 ⁰ С – температура пара на выходе из ЦВД (по HS-диаграмме).

Находим параметры пара в пароперегревателе:

Р_пп ¹¹ = (1 – 0,15)×Р_пп ¹ , где (1.7)

Р_пп ¹¹ – давление пара в пароперегревателе, МПа.

Р_пп ¹¹ = 0,85×6 = 5,1 МПа

h_пп ¹¹ = 3584,4 кДж/кг – энтальпия пара после промперегрева.

Давление в перепускных трубах будет равно:

DР_пер = (0,10–0,15)×Р_пп ¹¹ (1.8)

DР_пер = 0,1×5,1 = 0,51 МПа

Параметры пара в перепускных клапанах (по таблицам Ривкина [2])

t_пер = 195 ⁰ С, h_пер = 2844,65 кДж/кг, S_пер = 7,0386 кДж/кг×К

Определяем располагаемый теплоперепад ЦСД по формуле:

Н₀ ^ЦСД = h_пп ¹¹ – h_пер , где (1.9)

h_пер – энтальпия пара в перепускных клапанах, кДж/кг.

Н₀ ^ЦСД = 3584,4 – 2844,65 = 739,75 кДж/кг

Находим используемый теплоперепад ЦСД:

H_i ^ЦСД = Н_о ^ЦСД ×h^ЦСД _oi , где (1.10)

h^ЦСД _oi = 0,91 – относительный внутренний КПД для ЦСД турбины,

Н₀ ^ЦСД – располагаемый теплоперепад на ЦСД, кДж/кг.

H_i ^ЦСД = 0,91×739,75 = 673,2 кДж/кг

h_пер = h_пп ¹¹ – H_i ^ЦСД (1.11)

h_пер = 3584,4 – 673,2 = 2911,2 кДж/кг

Вычисляем параметры среды в конденсаторе:

, (1.12)

где: m – кратность циркуляции 40 – 60, m=50,

С_в – теплоемкость воды,

g – скрытая теплота парообразования.

t_k = t_охл + Δt + t, где (1.13)

t_k – температура конденсата,

t_охл – температура охлаждающей воды (из задания),

Δt = 10,6 ⁰ С – приращение температуры воды в конденсаторе,

t – величина недогрева t = 5⁰ С.

t_к = 12 + 10,6 + 5 = 27,6 ⁰ С

Определим степень сухости пара и энтальпию в конденсаторе.

Параметры пара в конденсаторе найдем по значению температуры конденсата по таблицам Ривкина.

Р_к = 3,7 кПа – давление в конденсаторе,

S¹ = 0,4034 кДж/кг×К – энтропия воды в конденсаторе,

S¹¹ = 8,5033 кДж/кг×К – энтропия насыщенного пара в конденсаторе,

х – степень сухости пара.

(1.14)

h¹ = 115,67 кДж/кг – энтальпия воды в конденсаторе, h¹¹ = 2551,58 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара.

Определим энтальпию конденсата по следующей формуле:

h_к = h¹ ×(1 – x) + h¹¹ ×x (1.15)

h_к = 115,67×(1 – 0,82) + 2551,58×0,82 = 2113,12 кДж/кг

Определяем располагаемый теплоперепад в ЦНД:

Н₀ ^ЦНД = h_пер – h_к (1.16)

Н₀ ^ЦНД = 2911,2 – 2113,12 = 798,08 кДж/кг

Используемый теплоперепад будет равен:

Н_i ^ЦНД = h_i ^ЦНД × Н₀ ^ЦНД , где (1.17)

h_i ^ЦНД = 0,85 – относительный внутренний КПД для ЦНД турбины,

Н₀ ^ЦНД – располагаемый теплоперепад в ЦНД, кДж/кг.

Н_i ^ЦНД = 0,85×798,08 = 678,37 кДж/кг

h_к = h_пер – Н_i ^ЦНД (1.18)

h_к = 2911,2 – 678,37 = 2232,83 кДж/кг – энтальпия конденсата действительная.

По полученным данным строим H-S диаграмму (рисунок 1.1).

Производим выбор деаэратора. Деаэратор повышенного давления с параметрами:

P_д =0,685 МПа – давление в деаэраторе, t_д =164⁰ С – температура в деаэраторе. Давление развиваемое питательным насосом найдем по формуле:

Р_пн = 1,2×Р₀ (1.19)

Р_пн = 1,2×24 = 28,8 МПа

Рассчитываем напор питательной воды.

DР_пн = Р_пн – Р_д (1.20)

DР_пн =28,8 – 0,685 = 28,115 МПа

Находим приращение энтальпии питательного насоса:

, где (1.21)

ΔР_пн – напор питательной воды, МПа,

η_пн – КПД питательного насоса

v_ср – средний объем, который найдем по значению среднего давления между давлением в деаэраторе и давлением, развиваемым питательным насосом.

(1.22)

МПа

кДж/кг – приращение энтальпии питательного насоса.

Вычисляем разность температур питательного насоса и деаэратора.

(1.23)

Температура за питательным насосом будет равна:

t_пн = t_д + Dt_пн , где (1.24)

t_д – температура в деаэраторе при давлении в деаэраторе,

Dt_пн – разность температур питательного насоса и деаэратора.

t_пн = 164 + 12,6 = 176,6 ⁰ С

Рассчитываем количество подогревателей высокого давления.

, где (1.25)

t_пв – температура питательной воды (из задания),

t_пн – температура за питательным насосом,

подогрев воды в ПВД Dt_ПВД = 35 ⁰ С, тогда:

Количество ПВД принимается n = 3.

Выбираем количество подогревателей низкого давления.

Dt_д =17⁰ С – подогрев воды в деаэраторе, тогда

t_в = 164 – 17 = 147 ⁰ С

Dt_ОЭ = Dt_ОУ = 3,5 ⁰ С – подогрев в ОУ и ОЭ,

Dt_ПНД = 30 ⁰ С – подогрев в каждом ПНД,

t_к – температура конденсата.

Принимаем количество ПНД равным n = 4.

Подогрев в группе ПВД:

Dt_ПВД = t_пв – t_пн ^вых , где (1.27)

t_пв – температура питательной воды,

t_пн ^вых – температура за питательным насосом.

Dt_ПВД = 270 – 176,6 = 93,4 ⁰ С

Подогрев приходящийся на один ПВД:

, где (1.28)

n – количество подогревателей высокого давления.

Температура и энтальпия на выходе из каждого ПВД:

Недогрев воды во всех ПВД принимаем δ =1,5 ⁰ С. Тогда температура насыщения отбора пара в подогревателе будет равна:

t_H = t_{П i} ^вых + d, где (1.29)

i – номер подогревателя,

t_{П i} ^вых – температура на выходе из каждого ПВД

t_{H 1} = 270 + 1,5 = 271,5 ⁰ С

t_{H 2} = 238,87 + 1,5 = 240,37 ⁰ С

t_H3 = 207,74 + 1,5 = 209,24 ⁰ С

Энтальпия и давление для этого состояния:

Давление отбора:

P_i = 1,08×P_Нi (1.30)

Р₁ = 1,08×5,64 = 6,09 МПа

Р₂ = 1,08×3,37 = 3,64 МПа

Р₃ = 1,08×1,88 = 2,03 МПа

По полученным данным на H-S диаграмме определяем точки отборов путем пересечения изобар с линией процесса и находим параметры пара в этих точках (рисунок 1.1).

Подогрев в группе ПНД:

Dt_ПНД = t_в – t_эж , где (1.31)

t_эж = 27,6 + 3,5 + 3,5 =34,6 ⁰ С

Dt_ПНД = 147 – 34,6 = 112,4 ⁰ С

Подогрев на один ПНД посчитаем по формуле:

, где (1.32)

n – количество подогревателей низкого давления

Температура на выходе из каждого ПНД и соответственно энтальпии питательной воды для каждой температуры.

Определяем температуру насыщения отборного пара в подогревателях, а также энтальпию и давление для каждой температуры отбора:

Недогрев в ПНД составит d = 4⁰ С.

t_ПН = t_Пi ^вых + d

Определяем давление отбора по формуле:

Р_i = 1,08×P_Hi (1.33)

И по давлениям в отборах на H-S диаграмме определяем точки отборов на пересечении изобар с линией процесса (рисунок 1.1) и находим для них значение энтальпии и температуры.

2. Расчет тепловой схемы

2.1 Баланс пара и конденсата

Задаемся:

- утечки пара и конденсата на ТЭС: a_ут = 0,015;

- расход пара на паровые эжекторы: a_эж = 0,01;

- расход пара через уплотнения турбин: a_упл = 0,01.

Коэффициент подвода свежего пара к стопорным клапанам ЦВД: a₀ =1.

Расчет коэффициента расхода пара на турбоустановку:

a_ту = a₀ + a_эж + a_упл (2.1)

a_ту = 1 + 0,01 + 0,01 = 1,02

Коэффициент выработки пара котлом:

a_пк = a_ту + a_ут (2.2)

a_пк = 1,02 + 0,015 = 1,035

Коэффициент расхода питательной воды: a_пв = a_пк = 1,035

Схема расчетов коэффициентов расхода представлена на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1. Схема расчета коэффициентов расхода

2.2 Расчет установки сетевых подогревателей

При заданной тепловой нагрузке Q = 32 МВт и температурах сетевой воды в НСП и ВСП t_пв = 150⁰ С, t_ов = 70⁰ С определим расход сетевой воды. Соответственно h_пб = 632,2 кДж/кг, h_об = 292,97 кДж/кг.

(2.3)

Сетевые подогреватели подогреваются паром из отборов турбин. ВСП из четвертого отбора и НСП из шестого отбора, соответственно конденсат пара будет с энтальпией.

Для НСП недогрев 5⁰ С:

t_нсп = t₆ ¹ -5, где (2.4)

t_нсп – температура конденсата от НСП,

t₆ ¹ – температура пара из шестого отбора.

t_нсп = 95 – 5 = 90 ⁰ С, h_нсп = 376,94 кДж/кг

Недогрев в ВСП:

Q = t₄ ¹ -t_всп , где (2.5)

t₄ ¹ – температура пара из четвертого отбора.

Q = 151–150 = 1 ⁰ С, h_всп = 632,2 кДж/кг

(2.6)

Определим доли отбора пара на сетевые подогреватели. Для этого определим действительный теплоперепад и расход свежего пара:

D₀ = b×D_ке , (2.7)

Где b – коэффициент, учитывающий увеличение расхода пара из-за отборов на регенеративный подогрев воды, b = 1,3.

Н₀ = (h₀ – h_пп ¹ ) + (h_пп ¹¹ – h_к ) (2.8)

Н₀ = (3395,6 – 2984,9) + (3584,4 – 2232,83) = 1762,27 кДж/кг

, где (2.9)

N – мощность блока (из задания),

D_кв – расход котловой воды,

H₀ – теплоперепад на турбину,

η_м – электромеханический КПД турбоустановки

D₀ = 1,3×174,04= 226,3

Доли отборов пара на сетевую подогревательную установку определим по формуле:

(2.10)

– доля отбора пара на ВСП.

(2.11)

– доля отбора пара на НСП.

2.3 Расчет установок регенеративного подогрева

Нужно построить также процесс расширения пара в приводной турбине питательного насоса. Пар берется из отбора для ПВД3. Падение давления в паропроводе до турбины примем равным 0,1 от р_п3 , тогда

Из hs-диаграммы h_а.т.н =443кДж/кг; относительный внутренний КПД турбонасоса принимаем равным 0,85.

Следующий этап расчета – определение долей отборов (от расхода пара на турбину) из тепловых балансов подогревателей. Последние составляются последовательно от ПВД №1 до ПНД №7. Составление тепловых балансов начинаем с подогревателей высокого давления (ПВД).

Уравнение теплового баланса:

(2.15)

Доля расхода пара на ПВД №1 из отбора турбины №1:

(2.16)

В этот подогреватель сливается дренаж из ПВД №1 и поступает пар из протечек уплотнений.

Уравнение теплового баланса:

(2.17)

Доля расхода пара на ПВД №2 из отбора турбины №2 находится по формуле:

(2.18)

ПВД

Рисунок 2.4. Распределение тепловых потоков ПВД №3

В подогреватель ПВД №3 входит питательная вода после питательного насоса с температурой t_пн =176,6 ⁰ С. Принимаем, что

⁰ С,

h_пн =748,14кДж/кг, h_др3 =801,3кДж/кг

Уравнение теплового баланса:

(2.20)

Определим долю расхода пара на ПВД №3 из отбора турбины №3.

(2.21)

Сумма расхода пара на ПВД:

a_ПВД = a_п1 + a_п2 + a_п3 (2.22)

a_ПВД = 0,085 + 0,049 + 0,043 = 0,177

Доля расхода пара поступающего на промперегрев равна:

a_пп = a₀ – a_п1 (2.23)

a_пп = 1 – 0,085= 0,915

В деаэраторе сливаются дренажи всех ПВД, а также подается греющий пар – протечки стоков клапанов ЦВД – D_шт , протечки уплотнений D_пр ^д и пар из отбора. Из ПНД в деаэратор поступает поток конденсата D_к.д . Из деаэратора подается пар на коллектор уплотнений, откуда через концевые уплотнения попадает в сальниковый подогреватель и частично сбрасывается в конденсатор.

Энтальпия пара протечек берется как средняя величина, так как протечки разных уплотнений имеют разную энтальпию: h_д ^пр =3170 кДж/кг.

В уравнение теплового баланса введем только количество греющего пара α_д и протечки штоков:

Выразим α_кд из весового баланса:

; (2.26)

(2.27)

Баланс пара:

приход (2.28)

расход (2.29)

.

Следовательно, из отбора турбины на деаэратор берется α_д =0,005. Тогда имеем:

(2.30)

Переходим к тепловым балансам ПНД.

Уравнение теплового баланса:

, (2.31)

Доля расхода пара на ПНД №4 из отбора турбины №4:

(2.32)

Так как по ходу конденсата перед ПНД №5 имеется смеситель двух потоков – основного конденсата из конденсатора и дренажа из ПНД №6 в уравнении теплового баланса для ПНД №5 запишем отдельно подогрев для каждого из потоков:

, (2.33)

– доля отбора пара на ПНД №5 из противодавления паровой турбины питательного насоса:

(2.34)

Для определения расхода пара на турбину найдем приведенное теплопадение для всей турбины, как сумму произведений долей расхода пара на теплопадение отсеков турбины.

2.4 Определение расходов пара на турбину

1. Отсек ЦВД до левого уплотнения

кДж/кг

295,6=289,4 кДж/кг

2. Отсек ЦВД до отбора на ПВД1

кДж/кг

77=75,6 кДж/кг

3. Первый отсек ЦСД (до отбора на ПВД2)

кДж/кг

110,5=107 кДж/кг

4. Второй отсек ЦСД (до отбора на ПВД3)

(2.44)

кДж/кг

166,1=152,6 кДж/кг

5. Третий отсек ЦСД (до отбора на Д)

Определяем расход пара на турбонасос:

кДж/кг

137,8=107,1 кДж/кг

6. Четвертый отсек ЦСД (до отбора на ПНД4)

(2.47)

кДж/кг

189=145,9 кДж/кг

7. Первый отсек ЦНД (до отбора на ПНД5)

(2.48)

кДж/кг

116=84,7 кДж/кг

8. Второй отсек ЦНД (до отбора на ПНД6)

(2.49)

кДж/кг

196=135,2 кДж/кг

9. Третий отсек ЦНД (до отбора ПНД7)

(2.50)

кДж/кг

196=130 кДж/кг

10. Четвертый отсек ЦНД

(2.51)

кДж/кг

240,2=150,3 кДж/кг

Суммарное приведенное теплопадение равно:

Sa_i h_ij =289,4+75,6+107+152,6+107,1+145,9+84,7+135,2+130+150,3=

=1377,8 кДж/кг (2.52)

Расход пара на турбину:

(2.53)

кг/с

2.5 Проверка правильности расчетов

Зная расход пара на турбину, определим отдельные потоки пара и воды (кг/с), используя полученные ранее значения α:

D_i = a_i ×D (2.54)

D_п1 = 222×0.085= 18,87 кг/с

D_п2 = 222×0,049 = 10,88 кг/с

D_п2 ^пр = 222×0,007 = 1,55 кг/с

D_п3 = 222×0,043 = 9,55 кг/с

D_д ¹ = 222×0,019 = 4,22 кг/с

D_д = 222×0,005 = 1,11 кг/с

D_п4 = 222×0,0418 = 9,28 кг/с

D_п5 = 222×0,0406 = 9,01 кг/с

D_п6 = 222×0,0261 = 5,79 кг/с

D_п6 ^пр = 222×0,008 = 1,78 кг/с

D_п7 = 222×0,0377 = 8,37 кг/с

D_к = 222×0,6258 = 138,93 кг/с

кг/с

Мощность турбопривода питательного насоса вычислим по формуле

(2.57)

Определим расход тепла на турбоустановку следующим образом:

(2.58)

Для энергоблока, который работает на твердом топливе при η_ка =0,89; η_тп =0,995; К_сн =0,05

Таблица 2.1 – Результаты расчета процесса расширения пара

3. Расчет тепловой экономичности ТЭС и выбор главных трубопроводов

3.1 Расчет тепловой экономичности ТЭС

Удельный расход пара на турбоустановку:

(3.1)

Расход тепла турбоустановкой:

Q_ту = D_ту (h_о -h_пв ) + D_пп (h_пп ¹¹ -h_пп ¹ ) – D_доб (h_пв -h_доб ) (3.2)

D_пп =0,9×222=199,8 кг/с

Q_ту =222×(3395,6–1185,4)+199,8 () – 3,46 (1185,4–375)=607641 кВт

Q_ту ^час =3600× Q_ту (3.3)

Q_ту ^час =3600×607641 = 2187507600 кДж/кг

Удельный расход тепла:

(3.4)

(3.5)

КПД брутто турбоустановки:

(3.6)

Показатели блока:

Тепловая нагрузка парового котла:

D_ут = a_ут ×D₀

D_пк = D_ту + D_ут (3.7)

D_пк = 222 + 0,01×222= 224,22 кг/с

Q_пк = D_пк (h_о -h_пв ) + D_пп (h_пп ¹¹ -h_пп ¹ ) (3.8)

Q_пк = 224,22 (3395,6–1185,4)+199,8 () = 615351,144 кВт

КПД транспорта тепла:

(3.9)

КПД КЭС брутто и нетто:

Где: к_сн = 0,006 – коэффициент собственных нужд;

h_пк = 0,9 – КПД парового котла.

h^бр = h_ту ×h_пк ×h_тр (3.10)

h^бр = 0,494×0,9×0,987 = 0,439

h^н = h_ту ×h_пк ×h_тр ×(1-к_сн ) (3.11)

h^н = 0,494×0,9×0,987×(1–0,006) = 0,44

Удельный расход условного топлива нетто:

(3.12)

Натуральный расход топлива для АШ:

(3.13)

Годовой расход натурального топлива при времени работы t=5000 часов:

В_н ^год = b_н ×t (3.14)

В_н ^год = 0,35×5000 = 1750 кг/кВт

3.2 Выбор и расчет главных трубопроводов

Определяем внутренний диаметр трубопроводов:

, (3.15)

где: D – массовый расход среды, кг/с;

V – удельный объем среды, м³ /кг;

С – скорость потока, м/с.

Для острого пара С = 60 м/с,

Для промперегрева (холодная нитка) = 40 м/с,

Для промперегрева (горячая нитка) = 60 м/с.

Выбираем внутренние диаметры трубопроводов:

d_в ^оп = 200 мм, d_в ^пп = 400 мм

По сечению определяем количество ниток

Для острого пара: два трубопровода.

Для промперегрева: холодной нитки: два трубопровода;

горячей нитки: два трубопровода.

Определяем потери давления пара в трубопроводе:

(3.17)

(3.18)

где L – длина трубопровода,

l, x – соответственно коэффициенты сопротивления прямых участков труб и местных (вентиля, задвижки, изгибы).

Произведем выбор толщины стенок трубопроводов:

(3.19)

Трубопроводы выполнены из стали марки 12Х1МФ, следовательно номинальное допускаемое напряжение s=72МПа.

Свежий пар:

Холодная нитка:

Горячая нитка:

Для острого пара выбираем трубы: 200´60;

Для промперегрева выбираем трубы: 400´30.

По результатам расчетов видим, что выбранные трубопроводы удовлетворяют нашим условиям.

4. Выбор вспомогательного оборудования

4.1 Выбор подогревателей системы регенерации

Производим расчет поверхности теплообмена:

(4.1)

где: Q – тепловой поток,

к – коэффициент теплопередачи к = 3 кВт/м² ×⁰ С,

Dt – среднелогарифмическая разность температур в подогревателе.

(4.2)

(4.3)

по полученной величине F выбираем тип подогревателя.

ПВД1

Для группы ПВД выбираем подогреватель типа ПВ-1200–380–42–1

Для рассчитанных ПНД выбираем ПН-400–26–7-II и ПН-550–26–6–1_нж

4.2 Выбор конденсатора

(4.4)

Выбираем конденсатор двухходовой типа К-15240. Площадью охлаждения поверхности 15240 м² ; количеством трубок 19592 шт.; активной длиной трубок 8,89 м.; диаметром трубок 28/26 мм/мм; кратностью охлаждения 61,75.

4.2 Выбор деаэратора

Для выбранного стандартного давления 0,685 МПа и по величине расхода питательной воды выбираем две деаэраторные колонки ДСП-500 производительностью 500 т/ч. деаэраторный бак выбирается с расчетом, чтобы запаса воды в нем было не менее 5 мин работы.

4.3 Выбор насосов

Для подачи питательной воды из деаэратора через ПВД в котел используется группа питательных насосных агрегатов, состоящая из главного питательного насоса типа ПН-1135–340 с турбоприводом ОР-12ПМ, пускорезервного питательного наоса ПЭ-600–320 с электроприводом АТД-8000 и трех бустерных насосов 12ПД-8 (два рабочих один резервный).

Конденсатные насосы. Для откачки конденсата из конденсатора турбины – насосы первого подъема КсВ-500–85 с электродвигателем АО-104–6. Для подачи конденсата к регенеративным подогревателям – насосы второго подъема КсВ-500–220 с электродвигателем ВА-12–41–4. Для откачки конденсата греющего пара ПНД – сливные насосы типа КсВ-200–220 с электродвигателем типа АВ-113–4.

Циркуляционные насосы подают охлаждающую воду в конденсатор турбины для конденсации отработавшего пара. С учетом значительных колебаний расхода охлаждающей воды на конденсатор турбины в летний и зимний периоды принимаем: осевые, поворотно-лопаточные, вертикальные, одноступенчатые насосы типа ОПВ2–110МБ.

4.4 Выбор эжекторов

Выбираем основной эжектор в зависимости от величины подсоса воздуха равной 70 кг/ч. устанавливаем основной эжектор типа ЭПО-3–75 (ЭП-3–25/75). Данный эжектор имеет три ступени сжатия с промежуточным и конечным охлаждением отсасываемой паровоздушной смеси. Масса сухого эжектора составляет 2400 кг, в рабочем состоянии – 2600 кг.

4.5 Выбор вентиляторов и дымососов

Устанавливаем котел типа ТПП-312А.

Определяем количество тепла полезно отданное топливом на промперегрев:

Q = D_пп (h₀ -h_пв )×h_к (4.5)

Q = 199,8×(3395,6–1185,4)×0,9 = 397,438 МДж

Рассчитываем производительность дутьевого вентилятора:

V_в =1,05×В_р ×a_т ×V⁰ × (4.6)

В_р = В×(1-q₄ ) (4.7)

(4.8)

Где: В_р – расчетное количество топлива с учетом недожога, кг/ч;

a_т = 1,2 – коэффициент избытка воздуха в топке;

V⁰ = 6,63 – необходимое количество воздуха для сжигания топлива, м³ /кг;

t = 400 температура воздуха на входе в вентилятор, ⁰ С4

В - действительный расход топлива, кг/ч;

q₄ = 0,05 – потери тепла от механического недожога;

В_р = 6336×(1–0,05) = 6304,3

V_в = 1,05·6304,3×1,2×6,63×=129829,5

Устанавливаем два дутьевых вентилятора по 50% производительности при условии выхода одного нагрузка обеспечивает нагрузку котла 70% без запаса. Выбираем дутьевой вентилятор горячего дутья типа ВГД – 15,5 с температурой воздуха 400 ⁰ С. производительностью 85 тыс. м³ /ч, потребляемая мощность 95 кВт.

Рассчитываем производительность дымососа.

V_д = 1,05×В_р ×(V_ух +V₀ ×Da) (4.9)

V_ух = V_г +0,21×(a_т -1)×V₀ (4.10)

Где: V_ух – действительный объем продуктов сгорания, м³ /ч;

Da =0,05 – присос воздуха в газопроводе за котлом;

t_д =125 – температура газов перед дымососом, ⁰ С;

V_ух = 6,93+0,21×(1,2–1)×6,63 = 7,21 м³ /ч

V_д = 1,05×6304,3×(7,21+6,63×0,05)× = 72778,7 м³ /ч

Исходя из тех же условий устанавливаем два дымососа типа Д – 15,5´2 с диаметрами колеса 15,5 дм, производительностью 105 тыс. м³ /ч, давлением 2,4 кПа, потребляемой мощностью 98 кВт, массою 5 тонн.

5. Специальный вопрос

Погрешности термоэлектрических термометров

При оценке погрешностей, возникающих при измерении температуры термоэлектрическими термометрами, следует учитывать:

1. Предел допустимой погрешности термопары, которая иногда поставляется с более узкими допусками. Термопары должны быть изготовлены из термоэлектродов, которые поставляются изготовителями как взаимосоответствующие.

2. Отличать предел допустимой погрешности от погрешности конкретной термопары, которая определяется ее характеристикой.

3. Погрешность и предел допустимой погрешности компенсационных проводов, к которым применимы те же самые основные требования, что и для термопар. Дополнительно необходимо учитывать: погрешности из-за неправильного подключения полюсов, из-за неправильного выбора и различной термической э.д.с. термопар и компенсационных проводов.

4. Влияние свободных концов термопары при использовании термостатов, биметаллических и мостовых компенсаторов учитывать погрешности измерения, обусловленные снижением тока питания компенсационных мостов, колебаниями напряжения сетевого питания, изменениями свободных концов термопары и из-за неправильного подключения полюсов компенсационных проводов и термопары.

5. Погрешность вследствие изменения сопротивления цепи термопары:

а) при измерении методом гальванометра из-за неточности подстройки сопротивления цепи и его температурного изменения в эксплуатации, а также из-за параллельного подключения нескольких термопар к одному измерительному прибору.

б) при измерении методом гальванометра с частичной компенсацией или без нее в сочетании с измерительным усилителем, а также при измерении компенсационным методом погрешностью, обусловленной изменением сопротивления цепи термопары можно пренебречь.

6. Погрешность из-за неточности установки или нестабильности тока потенциометра в схемах со смещением нуля, а также при компенсационном (потенциометрическом) методе.

7. Погрешность измерительного прибора, определяемая его классом точности и температурной погрешностью.

8. Другие, чаще всего незначительные погрешности, обусловленные чувствительностью нуль-гальванометра, погрешностью подгонки манганиновых сопротивлений в измерительной схеме, погрешностью настройки потенциометра. Точно так же можно учесть погрешность электрического фильтра или выпрямителя (аналого-цифрового преобразователя).

Обзор возможных погрешностей измерения:

Обзор значений погрешностей измерения, которые могут возникнуть при различных методах и диапазонах измерения, в зависимости от типа термопар дан в табл. 5.1. Для расчета погрешностей при измерении методом гальванометра использованы допустимые отклонения по ДИН 43710, для компенсационных приборов и преобразователей взяты половинные допуски. Для милливольтметров учтены класс точности и температурные погрешности. колебания температуры окружающей среды и температуры свободных концов приняты К, изменение сопротивления измерительной цепи Ом. Для компенсационного метода с измерительными преобразователями и цифровыми приборами температура свободных концов принята постоянной. Для компенсационного метода с потенциометром должна быть дополнительно учтена погрешность, связанная с величиной диапазона измерения, и для безнулевых диапазонов – погрешность начала шкалы; при использовании цифровых приборов следует учитывать только последнюю, т.к. у таких приборов погрешность не зависит от диапазона измерения. В таблице приведены статистические пределы допустимой погрешности измерения температуры.

Таблица 5.1 – Статистические пределы допустимой погрешности термопар при различных методах и диапазонах измерения

Погрешности измерения существенно уменьшаются при использовании термопар с половинным допуском (при длительной эксплуатации их нужно проверять чаще!) и бестоковых методов измерения т.э.д.с.

Величина погрешности, которая возникает при различии т.э.д.с. термопары и компенсационных проводов в головке термометра, относительно мала при измерении методом гальванометра и заметно больше при бестоковых методах (сравнить числитель и знаменатель в табл. 5.1). погрешность цифровых приборов и потенциометрического компенсационного метода определяется в основном отклонением т.э.д.с. термопары от градуировочной кривой. Ясно видно влияние использования безнулевого диапазона.

Выводы

В данной работе для предложенных данных составлена и рассчитана принципиальная тепловая схема энергоблока 300 МВт с турбоустановкой К-300–240–2 ХТГЗ. Для каждого элемента просчитаны параметры среды. Найдены доли отборов пара, величины отдельных потоков пара, конденсата воды.

Определены показатели тепловой экономичности блока: КПД паротуобинной установки h_э = 0,494, КПД транспорта тепла h_тр = 0,987, удельный расход условного топлива b_у = 0,3 кг/ кВт×ч.

Произведен выбор основного и вспомогательного оборудования. Полученные в результате расчета данные могут быть использованы при проектировании оборудования и трубопроводов энергоблока и станции в целом.

Перечень ссылок

1. Методические указания по составлению и расчету принципиальных тепловых схем электрических станций – Донецк: ДГТУ, 1997. – 23 с.

2. Ривкин С.Л. справочник «Термодинамические свойства воды и водяного пара» – М.: Энергоатомиздат, 1984. – 77 с.

3. Бордюков А.П., Гинзбург-Шик Л.Д. «Тепломеханическое оборудование тепловых электростанций» – М.: Энергия, 1978. – 272 с.

4. Рубинштейн Я.М., Щепетильников М.Н. Расчет влияния изменений в тепловой схеме на экономичность электростанции. – М.: Энергия, 1972, – 271 с.

5. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции. – М.: Энергия, 1976, – 445 с.

6. Гиршельд В.Я. Морозов В.Н. Тепловые электрические станции. – М.: Энергия, 1973.