Счет тепловой схемы энергетического блока с конденсационной турбиной

Министерство образования  Российской Федерации

 

Ивановский государственный  энергетический университет

 

 

Кафедра ТЭС

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВАЯ  РАБОТА

 

по курсу  “ Общая  энергетика ”

 

СЧЕТ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО

БЛОКА С КОНДЕНСАЦИОННОЙ  ТУРБИНОЙ

 

К-75-65

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

         Выполнил студент гр. 2-52* : Клюкач И.И.

 

                                                                    Руководитель: Зорин М.Ю.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Иваново - 2009 г.

ПРИМЕР РАСЧЕТА  ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ  ПОКАЗАТЕЛЕЙ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ

УСТАНОВКИ С КОНДЕНСАЦИОННОЙ  ТУРБИНОЙ

Задание

Составить и рассчитать тепловую схему турбоустановки, выбрать паровой  котел и вспомогательное оборудование при следующих исходных данных:

1. Номинальная мощность турбогенератора  N = 75 МВт.
2. Начальные параметры и конечное давление в цикле:  р₀ = 65 бар, 

t₀ = 455°С,

р_к = 0.04 бар.

3. Основные характеристики условного процесса турбины в hs - диаграмме:

а) потеря давления в органах  регулирования турбины: Dр_р1 = 5%, следова-

 тельно р’₀ = (1-Dр_р1 ) р₀ = (1-0,05 ) р₀ = 0,95р₀,

б) внутренний относительный  КПД  турбины h_оi = 0,86.

4. В системе регенерации пять регенеративных подогревателей (m = 5); из них четыре поверхностного типа и один смешивающего - деаэратор. Давление в деаэраторе выбрать стандартным равным 6 бар.
5. Утечки цикла D_ут = 2,5% от расхода пара на турбину ; подогрев воды в эжекторном и сальниковым подогревателях Dt_эп = 5 °С и Dt_сп = 4 °С.
6. Потери давления в паропроводах от камер отборов до поверхностных подогревателей принять Dр₅= 4%, Dр₄=5%, Dр₂= 6%, Dр₁= 7%.
7. Поверхностные подогреватели без охладителей пара и охладителей конденсата; слив конденсата каскадный; недогрев воды в подогревателях d t_нед = 4 °C.
8. При расчете энергетических показателей блока принять:

- КПД котла h_К  = 90 %,

- удельный расход электроэнергии  на собственные нужды – р_сн = 8 %.

 

1. Составление  тепловой схемы

 

 

На рис. 1 представлена принципиальная тепловая схема энергетического блока с конденсационной турбиной К-80-75. Тепловая схема состоит из: парового котла (ПК), паровой турбины (ТГ) с генератором (Г), конденсатора (К), конденсатного и питательного насосов (КН, ПН), и подогревателей поверхностного и смешивающего типов.

По ходу воды в схеме предусмотрены:

эжекторный подогреватель - ЭП;

регенеративный поверхностный  подогреватель низкого давления - П-1;

сальниковый подогреватель - СП;

регенеративный поверхностный  подогреватель низкого давления - П-2;

смешивающий регенеративный подогреватель (деаэратор) - П-3;

регенеративный поверхностный  подогреватель высокого давления - П-4;

регенеративный поверхностный  подогреватель высокого давления - П-5.

Восполнение утечек цикла осуществляется химически очищенной водой в  конденсатор турбины. Вода на очистку забирается из обратного циркуляционного водовода. Для создания оптимальных условий коагуляции она подогревается до 40 °С отборным паром турбины.

2. Распределение подогревов  питательной воды по

 регенеративным подогревателям

2.1. Давление пара в регенеративных отборах

При начальных параметрах р₀= 65 бар, t₀ = 455 °С по таблице III [ 2 ] определяем  энтальпию пара: h₀ = 3307,8 кДж / кг, а по табл. II температуру насыщения пара при начальном давлении р₀ = 65 бар : t₀^н = 280,9 °С (t₀^н » 281°С ) и при конечном  давлении р_к = 0,04 бар, t_к = 28,96 °С (t_к » 29 °С). Один из способов распределения величины подогрева воды между регенеративными подогревателями основан на равенстве подогрева ее в подогревателях от температуры в конденсаторе (в данном примере 29 °С) до температуры насыщения в цикле (при р₀=65 бар температура насыщения t^н = 281 °С). При этом одним из подогревателей считается водяной экономайзер парового котла. Кроме регенеративных подогревателей в тепловых схемах ТЭС предусматриваются эжекторные и сальниковые подогреватели. При равномерном распределении подогрева воды по регенеративным подогревателям и при Dt_эп = 5 °С и Dt_сп = 4 °С величина подогрева питательной воды в каждом подогревателе определяется из следующей зависимости:

.

В этом случае температура питательной  воды за каждым подогревателем:

за ЭП  t_эп = t_к + Dt_эп  = 29 + 5 = 34 °С;

за П-I  t₁ = t_эп + Dt_под  = 34 + 40,5 = 74,5 °С;

за СП  t_сп = t₁  + Dt_сп   = 74,5 + 4 = 78,5 °С;

за П-2  t₂ = t_сп + Dt_под = 78,5 + 40,5 = 119 °С;

за П-3  t₃ = t₂   + Dt_под =119 + 40,5 = 159,5 °С;

за П-4  t₄ = t₃    + Dt_под =159,5 + 40,5 = 200 °С;

за П-5  t₅ = t₄   + Dt_под  = 200 + 40,5 = 240,5 °С.

Примечание. Правильность определения температур за подогревателями рекомендуется проверить. Должно иметь место равенство:  t₅ + D t_под » t₀^н.

В данном случае t₅ + D t_под   = 240,5 + 40,5 = 281 » 280,9 °С.

2.2. Выбор места установки деаэратора и давление в нем

При заданном числе регенеративных подогревателей m = 5 в качестве деаэратора установлен подогреватель смешивающего типа П-3. При t₃ = 159,5°С давление в нем составит:

р_д = р_нас » 6,7 бар.

Несмотря на это, выбираем стандартный деаэратор на давление р_д = 6 бар (Д - 6). По таблице II [2] для него определяем температуру и энтальпию воды :

температура воды  t_д = 158,83 °С;

энтальпия воды сt_д = 670,5 °С.

Примечание. При выборе места установки деаэратора и давления пара в нем следует руководствоваться правилом: число регенеративных подогревателей высокого давления (ПВД) не должно быть больше числа подогревателей низкого давления (ПНД), поскольку ПВД, трубная система которых находиться под давлением питательных насосов, значительно дороже, чем ПНД. Поэтому, например, при m = 6 следует принимать три ПНД и два ПВД, а при m = 7 - три ПНД и три ПВД.

2.3. Определение давлений в отборах на регенеративные подогреватели

а) Поверхностные подогреватели.

Давление пара  поступающего в  подогреватели этого типа определяется из условия нагрева питательной  воды до определенных ранее температур при заданном недогреве воды

d t_нед = 4 °C.

Величина недогрева воды показывает значение необходимого температурного напора для передачи теплоты от конденсирующегося в подогревателе пара к нагреваемой воде.

Для подогревателя П-5 определяем температуру  насыщения пара, поступающего в подогреватель:

t_н5 = t₅ + d t_нед = 240,5 + 4 = 244,5 °C.

Тогда давление пара, поступающего в  подогреватель, определенное по таблице I [2] при температуре 244,5 ^оС будет: р₅ = 36,5 бар, и аналогично для остальных регенеративных подогревателей поверхностного типа :

для П-4      t_н4 = t₄ + d t_нед = 200 + 4 = 204 °C,  р₄ = 16,9 бар;

для П-2 t_н2 = t₂ + d t_нед = 119 + 4 = 123 °C,  р₂ = 2,2 бар;

для П-1 t_н1 = t₁ + d t_нед = 74,5 + 4 = 78,5 °C,  р₁ = 0,46 бар.

Давление в камерах отбросов турбины должно быть выше, чем давление пара перед подогревателями; учитывается потеря в паропроводах (на трение и местные сопротивления). При заданных потерях, которые приведены в задании (см. табл. П 1.2) Dр₅ = 4%, Dр₄ = 5%, Dр₂ = 6%, Dр₁ = 7% имеем :

 

б) Деаэратор.

Давление в камере отбора на деаэратор  Д-6 принимается р₃^ко = р_д^ко = 9 бар (для всех вариантов) из условия его работы с неизменным давлением 6 бар без перехода на отбор вышестоящего подогревателя до нагрузки ~70 % от номинальной.

Известно, что с достаточной  точностью можно считать, что  при недогрузках давления в камерах нерегулируемых отборов изменяются пропорционально расходам пара через соответствующие ступени и, следовательно, пропорционально нагрузкам на турбину, т.е.

.

Поэтому с учетом потери давления в паропроводе от камеры отбора до деаэратора, величина которой Dр₃ = 5 %, вычисляем значение :

 

3. Построение условного  процесса расширения пара в турбине hs - диаграмме

Схема условного процесса расширения пара в турбине для настоящего случае дана на рис.2а Теоретический  процесс расширения –( а-b ) и действительный – (а - а*- с*) .

При принятых начальных параметрах р₀ = 65 бар и t₀ = 455°С по таблице III [ Л.2 ] имеем энтальпию и энтропию в начале процесса расширения:

h₀ = 3307,8 кДж / кг,    s₀ = 6,694 кДж / ( кг × К ).

При давлении в конце теоретического (адиабатного) расширения р_К = 0,04 бар точка ”b”  находится в области влажного насыщенного пара. В этом случае энтальпия пара в этой точке -h_ka может быть определена аналитически из известного соотношения:

h_ка = сt_к + x_ка r_к [ кДж / кг ],

где  х_ка = сt_к – энтальпия воды на линии насыщения при конечном давлении адиабатного процесса расширения пара, т.е. при р_к = 0,04 бар,  х_ка – степень сухости пара, r_к – скрытая теплота парообразования.

При адиабатном процессе s_ка = s₀ = 6,5420 кДж / (кг × К).

По таблице II 1.1[ П.2 ] при р_к = 0,04 бар :  

s¢ = 0,4224 кДж / (кг * К), s² - s¢ = 8,0523 кДж / (кг ×К),

ct_k = 121,41 кДж / кг, r_к = 2432,7 кДж / кг,

тогда

 x_ка =

= = 0,76 ,

h_ка = сt_к + x_ка × r_к = 121,41 + 0,76 × 2432,7 = 1970,3 кДж / кг.

При принятой потере давления в органах  регулирования, которая приведена  в задании (см. табл. П 1.2) Dр_р1 = 4% имеем давление перед соплами первой ступени турбины :

р¢₀ = (1-Dр₁ ) р₀ = (1-0,05 ) р₀ = 0,95 р₀ = 0,95 ´ 65 = 62 бар.

По линии дросселирования ( h - пост.) до давления  р’₀ = 62 бар получаем точку “а* ”.

При заданном внутреннем относительном  КПД турбины ( без учета потерь с выходной скоростью  последней  ступени  ) имеем энтальпию в точке “с*”:

h_к^* = h₀  - h_оi (h₀  - h_ка ) = 3307,8 - 0,86 (3307,8 - 1970,3) = 3307,8 - 1150,3 = 2157,5 кДж / кг,

где h_oi – внутренний относительный КПД турбины.

 

 

 

Для нахождения точки  с* необходимо найти на h-s – диаграмме пересечение изоэнтальпы h_к^*   с изобарой р_к (т.е. в данном варианте пересечение изоэнтальпы h_к^* = 2199,3 кДж / кг  с изобарой р_к = 0,04 бар), тогда используемый  теплоперепад в турбине:

H_i = h₀ – h*_к = 3307,8 – 2157,5 = 1150,3 кДж / кг.

На линии действительного процесса расширения пара в турбине “ а* - с* ” находятся изобары р₅^к.о.=38 бар, р₄^к.о.=17,8 бар, р₃^к.о.=9 бар, р₂^к.о.=2,3 бар, р₁^к.о.=0,49 бар. Схема процесса с изобарами в камерах отборов дана на рис. 2.б.

Полученные значения энтальпий h₀ , h_ка , h_к^*и h_к наносятся на hs - диаграмму из [2] или [3]; и получаются теоретический (а - b) и действительный (а – а* -c*) процессы. Далее наносятся изобары р₅^к.о., р₄^к.о., р₃^к.о., р₂^к.о., р₁^к.о. В точках пересечения этих изобар с действительным процессом расширения пара необходимо найти соответствующие энтальпии и температуры пара на выходе из камер отборов турбины. Таким образом, по hs - диаграмме последовательно находятся значения энтальпий и температур пара (а также степень сухости пара (х) для подогревателей П-2 и П-1 ):

h₅ = 3164 кДж / кг, t₅^к.о =375 °С;

h₄ = 3012 кДж / кг, t₄^к.о = 290 °С;

h₃ (h_д ) = 2892 кДж / кг, t₃^к.о = 226 °С;

h₂  = 2674 кДж /кг; х₂^к.о =0,979;